设计一用于带式运输机的链课程设计说明书.doc

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1、目 录一 前言- 2二 设计题目-4三 电动机的选择-4四 传动装置动力和运动参数 -6五 蜗轮蜗杆的设计-7六 减速器轴的设计-10七 滚动轴承的确定和验算-14八 键的选择-15九 联轴器的选择-16十 润滑与密封的设计-16十一铸铁减速器结构主要尺寸-17十二小结-19十三感谢-20十四参考文献-21 1机械设计基础课程设计一 前言机械设计课程的目的机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知

2、识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。机械设计课程的内容选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图

3、及零件工作图；编写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作： 减速器装配图1张（A0或A1图纸）； 零件工作图23张（传动零件、轴、箱体等）； 设计计算说明书1份，60008000字。机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1设计准备 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。 了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。 复习课程有关内容

4、，熟悉机械零件的设计方法和步骤。 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。2传动装置总体设计 确定传动方案圆锥齿轮传动，画出传动装置简图。 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。 确定总传动比和分配各级传动比。 计算各轴的功率、转速和转矩。3各级传动零件设计 减速器外的传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动等）。 减速器内的传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等）。4减速器装配草图设计 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。 分别进行轴系部件、传

5、动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5减速器装配图设计 标注尺寸、配合及零件序号。 编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。 完成装配图。6零件工作图设计 轴类零件工作图。 齿轮类零件工作图。 箱体类零件工作图。二 课程设计题目设计一用于带式运输机的链，运输机连续工作，空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限12年，工作环境清洁，每天工作8小时，每年工作300天。原始数据运输带拉力：F=1900N，运输带速度v=1.15m/s卷筒直径=325mm三 选择电动机备注2.1 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2.2 选择电动机的容量电

6、动机所需工作功率按设计指导书式（1）为由设计指导书公式（2）因此估算由电动机至运输带的传动的总效率为为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选为蜗杆传动的传动效率为轴承的传动效率出选为卷筒的传动效率出选2.3 确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为按设计指导书表1推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式 （闭式为减速器的结构形式），且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是1040。故可推算出电动机的转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速为： 根据容量和转速，由机械设计手册表12-1查出的电动机型号，因此有以下三种传动比选择方案，如下表：方案电动机型号额定功率同步转速

7、满载转速电动机质量最大转矩1Y-160M1-847507201182.02Y-132M1-641100960732.03Y-112M-441501440432.3综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，可见第二种方案比较合适，因此选定电动机的型号是Y-160M-6。其主要性能如下表型号额定功率满载转速满载电流效率Y-132M-64960380V该电动机的主要外型和安装尺寸如下表：（装配尺寸图参考设计手册表12-3）中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD1325153453152161713880103382.4 确定总的传动比由 选定的电动机满载

8、转速nm 和工作机的主轴的转速 n，可得传动装置的总的传动比是： i1040范围内可以选用双头闭式传动。选择蜗杆头数选择电动机为Y-132M6四 计算传动装置运动和动力参数3、各轴的参数3.1轴的转速为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。 3.2轴的输入功率为电动机的功率 为蜗杆轴的功率 为蜗轮轴的功率 为工作机主轴的功率3.3各轴的输出功率为蜗杆轴的功率 为蜗轮轴的功率 为工作机主轴的功率 3.4算个轴的输入转矩 为电动机轴上的转矩 为蜗杆轴上的转矩为蜗轮轴上的转矩为工作机主轴上的转矩 3.5各轴的输

9、出转矩为蜗杆轴上的转矩为蜗轮轴上的转矩为工作机主轴上的转矩 轴号功率（kw）转矩（n*m）转速（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴43.0530.49601轴2.9952.96529.79429.49696010.982轴2.372.935334.76414.7167.6114.20.71卷轴2.302.906324.88410.4867.6110.97811.82N.m 787.63N.m414.713N.m 410.476N.m五 确定蜗轮蜗杆的尺寸4.1 选择蜗杆的传动类型 根据GBT 10085-1998，采用渐开线蜗杆（ZI）4.2 选择材料根据蜗杆传动传递的功率不大，速

10、度只是中等，故蜗杆采用45#钢淬火处理，因希望效率高些，采用双头蜗杆涡轮选用10-3锡青铜（ZCuSn10P1）金属模铸造，涡轮轮芯用HT200，金属模铸造，8级精度。4.3按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由机械设计基础公式12-9计算传动中心距（1） 确定许用接触应力蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可以从机械设计基础表12-4中查得蜗轮的许用应力 =200Mpa，=50Mpa（2）选择蜗杆头数，则 由，查表12-8，估计（3）确定涡轮转矩 （4） 确定载荷系数 载荷系数。确定弹性影响系数

11、，选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，取（5） 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比/ a=0.4由机械设计基础图12-11中可查得=2.8（6）应力循环次数寿命系数则= 计算中心距 0.68 a0.875=0.68146.10.875=58.98mm取z=28m=取中心距a=160mm，从机械设计基础表12-1中取m=8mm，=80mm。 轴向齿距为蜗杆圆周速度，为涡轮圆周速度齿面滑动速度4.4 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚 变位系数 符合要求 蜗轮蜗轮齿数=28，变位系数=-0.25验算传动比 这时传动

12、比误差为 i=5% 符合要求蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径 轮缘宽度4.5 校核齿根弯曲疲劳强度选取当量系数 根据变位系数=-0.25，=30 查表得齿形系数为 =2.6螺旋角系数 =许用弯曲应力 =从机械设计基础表12-6查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为=56Mpa。寿命系数为 =由此可见弯曲强度是可以满足的。4.6验算效率 根据 大于原估计值，符合要求。4.7 蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。根据机

13、械设计基础 P201P202内容（1） 计算散热面积A （2） 验算油的工作温度室温取，散热系数为蜗杆传动的功率传动效率根据，查表得采用油浴润滑，粘度=1.21。=2.8 =200Mpaa=146.1mmm=8mm=80mm=28=-0.25i=1.93%5% =2.6=56MpaA=0.6867六 减速器轴的设计计算5.1 蜗杆轴的设计由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。5.1.1 蜗杆上的功率转速转矩T1=29.794Nm5.1.2 初步确定轴的最小直径先按机械设计基础中的式14-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根据表14-2，取=110，

14、则 蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号.。联轴器的计算转矩,查表，考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.3，则有：按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT5014-1985或设计手册，选用WH 3型联轴器，其公称转矩为63。联轴器的尺寸为d=18mm,L=42mm。5.1.4 蜗杆轴的结构设计拟定蜗杆上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度，轴径最小d =18mm。其余部分尺寸见下图： 求作用在蜗杆及蜗轮上的力

15、圆周力轴向力 径向力 圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示5.1.5 轴的校核（1）垂直面的支承反力（图b）（2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b） （4）绘水平面的弯矩图（图c）（5）求合成弯矩（图d）（6）该轴所受扭矩为 T=41500N.mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据机械设计基础式（14-5）及以上数据，并取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计基础表14-3查得。因此，故安全。（8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲

16、劳强度不必校核。5.2 蜗轮轴的设计和计算5.2.1 计算最小轴径：按机械设计基础中的式14-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理，根据机械设计基础中的表14-2，取=110，则 5.2.2选联轴器：联轴器的计算转矩Tca=Ka .T3, 机械设计基础中的表17-1，考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.3则有：按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表8-7，选用LT9型弹性套柱销联轴器 其公称转矩为1000N.m半联轴器的轴径 d1取50mm半联轴器的长度 L取120mm 所以选轴伸直径为50mm。5.2.3 初选滚动轴承：据轴径初选圆锥滚子轴承303

17、11，查机械设计手册表6-7得B=29 mm,D=120mm,d=50mm，T=31.5mm, a=24.9, db=70mm。 确定轴的结构尺寸如下：所以轴的长度为 360mm。 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。5.2.4 轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。蜗轮与轴采用过盈配合H7/r6。根据机械设计基础 取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径为R1.6。确定轴上的载荷如下图 5.2.5 按弯扭合成应力效核轴的强度（1）垂直面的支承反力（图b）（2）水平面

18、的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b） （4）绘水平面的弯矩图（图c）（5）F力产生的弯矩图（6）求合成弯矩（图d） （7）该轴所受扭矩为 T=656046N.mm（8）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，并取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计基础表14-3查得。因此，故安全。（9）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。=110Ka =1.2138.73Nm808443319826.484疲劳强度不必校核d=5

19、0mmL=360 mm25.34疲劳强度不必校核七 滚动轴承的选择及其计算6.1轴承的选择本设计中有两处使用到了轴承，一处是在蜗杆轴，已知此处轴径d=40mm，所以选内径为40mm的轴承，在机械设计指导书中选择圆锥滚子轴承；查表6-7，选择型号为30308的轴承，右端采用两个串联。另一处是在蜗轮轴；已知次此处轴径为d=60mm，所以选内径为60mm的轴承，在机械设计指导书中选择圆锥滚子轴承；查表6-1，选择型号为7312E的轴承。6.2计算轴承的受力（1） 据第五部分计算出的作用在蜗轮轴和蜗杆轴上的外力及支反力。 蜗杆轴承 蜗轮轴承 （2）计算轴承的当量动载荷计算公式为机械设计基础式（16-4

20、） P=fp（XFr+YFa）先计算轴承接触时的派生轴向力，根据， 查机械设计手册表6-7 轴承30308，X=0.4,Y=1.6；查机械设计基础表16-9，轻微冲击，取fp=1.1。蜗杆 由于，选择机械设计基础式（16-7） Pa=fp（XFr+YFaa）=1.1（0.41650.5+1.7206.34）=1112.08WPb=fp（XFr+YFab）=1.1（0.41650.5+1.73963.84）=8138.6W（3）计算轴承寿命 根据机械设计基础式（16-3） （单个轴承） h（两个串联） h减速器使用寿命48000h，所以蜗杆轴右端选用轴承串联，两轴承都合适。（4）计算蜗轮轴轴承寿

21、命蜗轮轴轴承派生轴向力 由于蜗轮轴轴承受力情况较好，参考蜗杆轴轴承校核结果，所用轴承合适。蜗杆轴承蜗轮轴承3963.84NPa=1112.08WPb=8138.6Whh轴承合适蜗杆受轴向力大一端两轴承串联蜗轮轴承不必校核八 键联接的选择与验算7.1 选择键联接的类型和尺寸本设计中有四处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键1此处轴的直径d1=34。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键2此处轴的直径d2=50。另两处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键3，反转180度为键4，此处直径d3=58。一般8级以上的精度要有定心

22、精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（A）型。而键3的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（A）型。根据以上的数据，从机械设计指导书表4-1中查得键1的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度L=80mm（比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键2的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm。同理取此键的长度L=140mm。查得键3的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长L=56mm。7.2 校核键联接的强度键1处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁

23、，且属于静联接由机械设计基础的表10-10查得许用挤压应力为p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。键的工作长度为L=L-b=80mm-8mm=72mm，由机械设计基础的式10-26可得 =可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键2处键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由机械设计基础的表10-10查得许用挤压应力为p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。键的工作长度为l=L-b=140mm-14mm=126mm，由机械设计基础的式10-26可得 =可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键3、4处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由机

24、械设计基础的表10-10查得许用挤压应力为p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。=可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。三处键联结1 键 1082 键 1493 键 1610= 1键合适= 2键合适= 1.215蜗轮轮毂端面与内壁距离13箱盖、箱座肋厚m1,mm10.85,m=0.85m1=10,m=10轴承端盖外径D2D+(5-5.5)d3150轴承旁联结螺栓距离SSD2130箱体总尺寸为415338559十二 小结 通过我三个多星期以来的不屑努力，我基本上能够按要求完成机械设计课程设计中指定的各项任务，通过

25、这次设计，进一步提高了我的机械设计知识水平，巩固了所学课程；无论是看图能力还是画图能力都得到了较大的提高，使我们对机械有了更深刻的理解和认识，培养了我综合运用所学知识解决工程实践问题的能力。由于实践经验和资料的缺乏，在加上时间的紧迫和对此设计是第一次，所以在设计过程中遇到了许多问题，大部分问题在老师和同学的指导和帮助下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅解。十三 致谢对于这次设计的完成,首先感谢母校塔里木大学的辛勤培育，感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会，使我学到了许多新的知识、知道了知识的可贵与获取知识的辛劳。承蒙李传峰

26、老师的耐心指导，我顺利地完成了我的课程设计。在此深深感谢我的老师李传峰给予我的耐心指导和帮助,这也体现了他对工作高度认真负责的精神，同时也感谢给我带CAD制图的丁羽老师、互换性与测量技术的王旭锋老师、机械工程材料的张有强老师、材料力学的周岭老师，没有这些课程做基础，是无法完成机械课程设计的，感谢你们！在我的设计过程中，还得到了众多同学的支持和帮助，在此，我对这些同学表示我衷心的感谢和永远的祝福！ 对于这次的课程设计，还有许多美好的设想由于时间和自身因素无法得以实现，这不能不说是本次设计的遗憾之处。不过，至少它启发了我的的思维，提高了我的动手能力，丰富了我为人处世的经验，进一步巩固了所学知识，这

27、为我在以后的学习过程当中奠定了坚实的基础 。也为以后在自己的工作岗位上发挥才能奠定了坚实的基础。最后，再一次衷心的感谢赠与我知识、给予我帮助的所有老师，你们传递的知识使我受用一生，你们的恩情我会铭记一生！虽然说谢谢二字不足以表达我的感情，但是仍然对你们说声“谢谢”，“桃李不言，下自成溪”！十四 参考文献1 杨可桢，程光蕴，李仲生主编 机械设计基础 第五版 高等教育出版社2006年5月2 龚桂义主编 机械设计课程设计图册 第三版 高等教育出版社1989年5月3 龚桂义主编 机械设计课程设计指导书 第二版 高等教育出版社1990年4月4 吴宗泽、罗圣国主编机械设计课程设计手册第三版 高等教育出版社2006年3月21