机械设计-课程设计说明书

课程设计说明书 目录： 任务书
题目：设计谷物干燥系统中螺旋运输机的传动装置 已知条件：
1． 工作条件：单班制。

连续单向运转。

载荷平稳，有粉尘。

2． 使用期限：五年。

3． 生产条件：中小型规模机械厂。

4． 动力来源：电力。

三相交流电（220/380V ）。

5． 生产批量：20台。

注：1.搅龙轴转速允许误差（%5 ）。

2.谷物不允许污染请于考虑。

设计工作量：
1． 传动装置装配草图1张（#
0，方格纸草图）。

2． 传动装置装配工作图1张（#
0或#
1）。

3． 零件工作图1~3张（根据不同的难易程度和学生的设计水平）。

4． 设计说明书1份。

传动方案选择：
二级斜齿轮展开式的传动比范围一般为8～40，且结构简单，应用广泛，传动精度较高，使用寿命长，且满足工作环境要求，维护简便，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。

高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

将带传动布置于高速级
选用闭式斜齿圆柱齿轮
闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。

而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几
何尺寸和较大的承载能力。

采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。

而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。

所以，带传动传动和二级圆柱斜齿轮减速器，具有一定的合理性及可行性。

传动方案图
电动机
运输机
减速器
电动机的选择
按工作要求和条件，选用Y 系列三相交流异步电动机。

确定电动机的容量
螺旋运输机所需功率
w P =4 kW
为了计算电动机的所需的输出功率d P ，先要确定从电动机到工作机之间的总效率总η。

设b η为带的传动效率，r η为一对滚动轴承的效率，g η为一对齿轮的传动效率，c η为输出轴与工作轴之间联轴器的效率。

查表取，b η=0.96，r η=0.99，g η=0.97，c η=0.99。

则
c 2g 3r b ηηηηη=总=9.907.909.906.9023⨯⨯⨯=0.87
87
.04
=
=
总
ηw
d P P =4.6kw. 确定电动机的转速
推荐的传动副传动比合理范围 普通V 带传动带i =2～4 圆柱齿轮传动齿i =3～5
则传动装置总传动比的合理范围为
21齿齿带总i i i i ⋅⋅==（2～4）（3～5）（3～5）=18～100.
电动机转速的可选范围为
d n =w n i ⋅总=（18～100）w n =18w n ～100w n =18⨯65～100⨯65＝1170～6500r/min
根据电动机所需功率和同步转速，查手册可得，符合这一范围的常用同步转速有1500 r/min 。

选用同步转速为1500r/min 。

选定电动机型号为Y132S-4(额定功率5.5kw,额定转速1440r/min) 传动装置总传动比的确定和各级传动比的分配 传动装置总传动比
w m n n i /=总=1440/65=22.2
式中，m n 为电动机满载转速，w n 工作机的转速。

分配传动装置各级传动比
21齿齿带总i i i i ⋅⋅=
分配原则：
齿带i i <
带i =2～4 齿i =3～5
1齿i =（1.2～1.3）2齿i
查表可得，V 形带的传动比取带i = 2.3 ， 则减速器的总传动比为
带总i i i /==9.65
双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为
.211i i =齿=3.4
低速级的传动比
12/齿齿i i i ==2.8
运动参数和动力参数计算 各轴转速计算 0n =1440 r/min
1n =带n 0=626 r/min
2n =11齿i n =184 r/min
3n =22齿n =66 r/min
各轴输入功率
0P =d P =4.6 KW 1P =b P η⋅0=4.4 KW
2P =g r P ηη⋅⋅1=4.24 KW
3P =g r P ηη⋅⋅2=4.1 KW w P =c r P ηη⋅⋅3=4.0 KW
各轴输入转矩
0T =009550n P ⨯=30.5 N ·m 1T =119550n P ⨯=67.1 N ·m
2T =229550n P ⨯=220.1 N ·m
3T =339550n P ⨯=593.3 N ·m
传动零件的设计计算
V 带传动设计
高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表
低速级直齿圆柱齿轮设计计算表
一、Ⅰ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径mm 100≤，热处理方法为正火。

2．确定轴的最小直径
查[1]370P 的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
[]
==⨯≥31103
3
6
2.01055.9n P A n P d τmm 0.22626
4.41153=⨯ (查表选取:0A =115)
考虑键：齿轮直径小于100mm ，有一键时，轴径增大5％～7％，则
1.23%)51(0.22min =+⨯≥d mm 。

确定各轴段直径并填于下表内
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。

计算得min /·10191.2411r mm n d ⨯=小于min /·
1025
r mm ⨯， 故选用脂润滑。

与轴长度有关的各参数如下表
5.计算各轴段长度。

Ⅱ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查表，选择轴的材料为优质碳素结构钢45；
根据齿轮直径mm 100≤，热处理方法为正火回火。

2．确定轴的最小直径
查表得1071180≤≤A ，选取0A =115。

以扭转强度估算轴的最小直径
[]3033618424.41152.01055.9⨯==⨯≥A n P d τ=32.72
3．确定各轴段直径并填于下表内
选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。

由22n d <min /·
1025
r mm ⨯可得选用脂润滑。

将与轴长度有关的各参数填入下表
5.计算各轴段长度
Ⅲ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查表选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径mm 100≤，热处理方法为正火回火。

2．确定轴的最小直径
以扭转强度估算轴的最小直径： 查表得1071180≤≤A ，取0A =115
[]33330336
66
1.4115
2.01055.9⨯==⨯≥n P A n P d τ=45.54mm . 考虑键：齿轮直径小于100mm ，有一键时，轴径增大5％～7％，则
%)51(54.45min +⨯=d =47.82mm 3．确定各轴段直径并填于下表内
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。

查 [2]215P 33n d 小于min /·
1025
r mm ⨯故选用脂润滑。

将与轴长度有关的各参数填入下表
5.计算各轴段长度
校核轴Ⅰ的强度
校核Ⅱ轴的强度
轴及齿轮的受力分析：
a
b
c
d
Fav
Fah Faa
Fad
Fdv
Fdh
Fr2Fa2
Ft2
Fr3Ft3
Fa3
3
2
高速级齿轮2受力:
N d T F t 8.2316190
220100
22222=⨯==
.6N 871cos14.65
20tan 8.2316cos tan 0
22=⨯==βαt r F F N F F t a 6.60565.14tan 8.2316tan 022=⨯==β
低速级齿轮3受力:
N d T F t 3.586975
22010022323=⨯==
N F F t r 3.2136tan 33==α 03=a F
1．求轴的支反力、绘弯矩、扭矩图 （1）垂直平面支反力 垂直平面受力图
5.2071359560322⨯-⨯+⨯=
r a r av F F F F =5
.207135
3.2136956.605606.871⨯-⨯+⨯=860.6N
5.2075.72955.157322⨯-⨯-⨯=r a r dv F F F F 5
.2075.723.2316956.6055.1476.871⨯-⨯-⨯==
N 7.466- （2）垂直平面弯矩计算
mm N F M r bv ⋅⨯-=⨯-=531055.15.72 mm N F F M t r cv ⋅⨯=⨯-⨯=-432101.7955.147
mm N F M r cv ⋅⨯=⨯=+521028.15.147
（3）水平平面支反力
水平面平面受力图
5.2076013523⨯+⨯=
t t ah F F F =5
.20760
8.23161353.5869⨯+⨯=4488.5N
5.2075.1475.7223⨯+⨯=t t dh F F F =5
.2075.1478.23165.723.5869⨯+⨯=3697.6N
（4）水平平面弯矩
mm N F M t bh ⋅⨯-=⨯-=531092.75.72
mm N F F M a t cv ⋅⨯-=⨯-⨯-=-5221099.3955.147 mm N F M t cv ⋅⨯-=⨯-=+521042.35.147
水平平面弯矩图
（5）扭矩图
2．按弯扭合成校核轴的强度
（1）确定轴的危险截面
根据轴的结构尺寸和弯矩图及扭矩图可知：危险截面是b 截面。

（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度
0.6==⨯=α,8.7408421.033mm W
ca σ==4222108
.7408)2.26.0(92.755.1⨯⨯++=11.0Mpa
查[1]表15-1得Mpa 60][1=-σ,因此][1-<σσca ,故安全。

轴承的选择与校核
一、Ⅱ轴承的选择和校核
1．Ⅱ轴轴承的选择
选择Ⅱ轴轴承的一对7207AC 轴承，校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计算。

2．根据滚动轴承型号，查出r C 和Or C 。

r C =29.0kN Or C =19.2kN 3．校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求
（1）画轴的受力简图。

（2）求轴承径向支反力1r F 、2r F （a ）垂直平面支反力v F 1、v F 2
N
F F N F F dV v aV v 145.6852.121====
（b ）水平面支反力h F 1、h F 2
N
F F N F F dh h ah h 3712.34473.821====
（c ）合成支反力1r F 、2r F
N
F F F N F F F h
V r h v r 1.37152.4554
222
222
1211=+==+=
（3）求两端面轴承的派生轴向力1d F 、2d F
N
F F N F F r s r s 3.252668.08.309668.02211====
（4）确定轴承的轴向载荷1a F 、2a F
12s a s F F F >+
轴承1被压紧，轴承2被放松，
N
F F N F F F s a A s a 3.25269.31312221===+=
（5）计算轴承的当量载荷1r P 、2r P
2
12222111111.371568.0/0.4592)87.041.0(68
.069.0/r r r r r a a r r r a P P N F P F F N F F P F F >====+=∴>=
轴承1危险
（6）校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承 计算，滚子轴承的=e 0.68 ，查
[1]
表13-6取冲击载荷系数=P f 1,查表13-4取温度系数=t f 1 ,计算轴承工作寿命：
6310()60r h C L n P =h h 100009.22814
0.45922900018460103
6>=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯= 结论：轴承受命合格
键的选择与校核
（1）轴Ⅰ上有齿轮，所以，轴Ⅰ轴段1选择A 型键。

根据轴段1的尺寸 选择
键：508⨯ GB/T 1096—2003 校核该键的强度
dhl T p 41=
σ=
Mpa 0.591050
7261
.6743=⋅⨯⨯⨯≤][p σ=600Mpa 校核通过。

（2）轴Ⅱ上有齿轮，轴段2和轴段4上的键都选择A 型键 （a ）根据轴段2的尺寸 选择
键：6012⨯ GB/T 1096—2003 校核该键的强度
dhl T p 41=
σ=
Mpa 3.421060
8421
.22043=⋅⨯⨯⨯≤][p σ=600Mpa 校核通过
（b ）根据轴段4的尺寸 选择
键：3012⨯ GB/T 1096—2003 校核该键的强度
dhl T p 41=
σ=
Mpa 5.841030
8421
.22043=⋅⨯⨯⨯≤][p σ=600Mpa 校核通过
（3）轴Ⅲ上有齿轮，轴段1和轴段6上的键都选择A 型键 （a ）根据轴段1的尺寸 选择
键：6014⨯ GB/T 1096—2003 校核该键的强度
dhl T p 41=
σ=
Mpa 5.911060
9483
.59343=⋅⨯⨯⨯≤][p σ=600Mpa 校核通过
（b ）根据轴段4的尺寸 选择
键：6020⨯ GB/T 1096—2003 校核该键的强度
dhl T p 41=
σ=
Mpa 1.471060
12703
.59343=⋅⨯⨯⨯≤][p σ=600Mpa 校核通过 联轴器的选择
减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择
一、传动零件的润滑
1．齿轮传动润滑
因为齿轮圆周速度s m s m v 1248.1≤=，故选择浸油润滑。

因齿面应力小于350～500N/mm2，对一般齿轮采用中全损耗系统用油（GB443-1989）, 选L-N32。

2．滚动轴承的润滑
闭式减速器中传动件常采用油浴润滑，轴承一般采用滚子轴承，因v ＜2m/s, 实现油润
滑比较困难，轴承应采用脂润滑。

工作温度在-10～110。

C 的一般中负荷机械设备轴承润滑，选用钠基润滑脂（GB492-89）, 选ZN2。

二、减速器密封
1.轴外伸端密封 用毛毡圈密封
2.轴承靠箱体内侧的密封 用挡油环密封
3.箱体结合面的密封
用软钢纸板密封垫密封
减速器箱体设计及附件的选择和说明
一、箱体主要设计尺寸
二、附属零件设计
1窥视孔和窥视孔盖
查[2] 161P 表11-4得，因为mm mm a 425345
≤=∑，所以选取盖厚为4=δmm ，长为L1=140mm ，宽为b=120mm 的窥视孔盖，如下图所示。

2.通气塞和通气器
在机盖顶部安装通气帽，d 为M27X1.5，D1=15mm ，D2=36mm 。

3.油标、油尺
采用杆式油标，d为M12.
4.油塞、封油垫
采用d为M18X1.5的外六角螺塞。

5.起吊装置
吊钩：K=30mm，H=24mm,h=12mm,r=4mm,b=20mm；
吊耳环：b=20mm,R=d=b=20mm.
6.轴承端盖、调整垫片
全部采用凸缘式轴承端盖。

第一轴：D0=87mm，D2=112mm,d0=11mm,D5=57mm,e=12mm,d3=10mm;垫片厚3mm
第二轴：D0=97mm，D2=122mm,d0=11mm,D5=67mm,e=12mm,d3=10mm;垫片厚3mm
第三轴；D0=120mm，D2=145mm,d0=11mm,D5=90mm,e=12mm,d3=10mm;垫片厚4mm
设计总结
学院为了保证对每一个学生的培养质量，增设了为期两周的“专业课程设计”。

接到任务书之后，我搜集了多方面的相关资料，对从源动机开始至工作机为止的传动部分，经过设计、计算、选型、校验以及再设计、再计算、再选型、再校验的复杂、枯燥、重复的过程，终于在规定的时间内将全部的任务完成。

在设计过程中，我专心致力于其事。

前期以设计，计算，选型为主，后期则将重点放在校核与画图上。

两周时间，几乎天天埋头于公式、手册之中，可谓废寝忘食。

为了
加强锻炼，我采用了计算机绘图。

动态的效果细化到了每一个零部件的倒角、圆角；图中的每一处重要的尺寸、结构都严格按照国家的相关标准设计绘制。

说明书方面，也充分发挥了计算机的优势，结合我所掌握的全部知识，使其具有图文并貌的页面，并且尽量靠近毕业设计的编写格式。

本次专业课程设计让我获益非浅。

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。

齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

设计中，指导教师为我提供了多方面的帮助，对于存在的问题及时做出了解答，使我避免了很多错误，少走了许多弯路。

在此，我对老师表示衷心的感谢和真诚的祝福！
参考资料
[1] 陆玉,何在洲,佟延伟.机械设计课程设计.机械工业出版社；
[2] 王昆,何小柏,汪信远.机械设计课程设计.高等教育出版社， 1995年12月第一版；
[3] 濮良贵,纪名刚.机械设计（第七版）.高等教育出版社.2001年7月第七版；
[4] 王洪欣,李木,刘秉忠.机械设计工程学Ⅰ.中国矿业大学出版社；
[5] 唐大放,马晓宁,杨现卿.机械设计工程学Ⅱ.中国矿业大学出版社；
[6] 洪钟德.简明机械设计手册.同济大学出版社, 2002年5月版；
[7] 周明衡.减速器选用手册.化学工业出版社, 2002年6月版；
[8] 刘希平.工程机械构造图册.机械工业出版社；
[9] 刘朝儒,彭福荫,高治一.机械制图（第四版）.高等教育出版社，2001年8月第四版；
[10] 韩莉,邓杰,王振甫.机械设计课程设计.重庆大学出版社；
[11] 甘永立等.几何量公差与检测.重庆大学出版社；
[12] 廖念钊,古莹庵,莫雨松,李硕根,杨兴骏编.互换性与技术测量（第四版）.中国计量出版社, 2001年1月第四版；
[13] 软件. 机械设计手册(软件版)2008. 机械工业出版社。