机械设计项目新版说明书.docx

一、设计任务书
设计谷物清选机斗式升运器传动装置：
（1）工作条件：单班制，连续单向运转。载荷平稳，室外工作，料斗许可速度误差±5﹪
（2）使用年限：
（3）生产条件：中小型规模机械厂，批量生产。
（4）动力起源：电力。三相交流（220/380V）
（5）原始数据：驱动轮工作功率Pw=2.1kW，料斗升运速度V=1.3m/s，驱动轮直径D=200mm
二、总体方案设计
1.提出方案：
（1）带传动+二级齿轮传动
（2）齿轮传动+二级齿轮传动
（3）链传动+二级齿轮传动
2.确定方案：
（1）组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
（2）特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。
（3）确定传动方案：带传动承载能力较低，但传动平稳，噪声小，并有吸收振动和过载保护作用，宜部署在高速级。链传动瞬时速度不均匀，有冲击，宜部署在低速级。考虑到电机转速高，传动功率大，选择方案一，即带传动+二级齿轮传动，将V带设置在高速级。其传动方案以下：

图一:(传动装置总体设计图)
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

设计计算及说明
关键结果
三、电动机选择
1.电动机类型和结构形式选择
三相异步电动机结构紧凑，价廉，维护简单，Y系列电动机含有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠特点，Y系列是全封闭式电动机，适适用于驱动常见机械设备，所以，综合考虑，选择Y系列三相异步电动机。

2.选择电动机容量
由设计任务可知：
驱动轮功率Pw为：2.1kw
查设计手册可知：
每对深沟球轴承效率η1为：0.98
每个联轴器效率η2为：0.99
每对斜齿圆柱齿轮啮合效率η3为：0.96
带传动效率为η4为：0.94
传动总效率为：
η=η1×η23×η32×η4 = 0.98×0.993×0.962×0.94= 0.807
所需电动机额定功率为：
Pe' = Pw/η = 2.1kw/ 0.807= 2.602 kw
因为从设计手册中选择额定功率Pe≥Pe',所以取Pe=4kw

3.确定电动机转速
选择同时转速为1500r/min，经查手册能够查出对应电动机满载时转速n=1440r/min。

4.选择电动机系列
故参考设计手册选择Y112M-4型电动机，其额定功率为4kw,满载时电动机转速为1440r/min。

P=4kw

选择Y112M-4
型电动机

设计计算及说明
关键结果
四、传动装置总传动比及其各级分配
1.传动装置总传动比：
i =ne/nw
工作机V=1.3m/s,驱动轮直径D=200mm
依据公式:==
n===124.14r/min
所以总传动比i=1440/124.14=11.6
查课程设计指导书表2—1可知二级斜齿圆柱齿轮减速器，为使两个大齿轮浸油深度大致相近，应使两个大齿轮直径相近，为此可取：i1=(1.2-1.3)i2
现取i带=1.4 ，i1=1.23i2，即i1=3.2,i2=2.6。
五、运动和动力参数计算
1.各轴转速n：
轴1：n1=n/i带=1440/1.4=1028.57r/min
轴2：n2=n1/i1=1028.57/3.2=321.43r/min
轴3：n3=n/i2=321.43/2.6=124.14r/min
2.各轴传输功率P：
轴1：P1=Peη4=40.95=3.762kw
轴2：P2=P1η2η3=3.7920.980.96=3.54kw
轴3：P3=P2η2η3=3.540.990.98=3.33kw
3.各轴输入扭矩T：
轴1：T1=9550P1/n1=95503.792/1028.57=34.93Nm
轴2：T2=9550P2/n2=95503.54/321.43=105.18Nm
轴3：T3=9550P3/n3=95503.33/124.14=257.3Nm
运动和动力参数表
轴号
输入功率P(kw)
输入扭矩T(Nm)
输入转速n(rpm)
1
3.762
34.93
1028.57
2
3.54
105.18
321.43
3
3.3
257.3
123.6

n1=
1028.57r/min
n2=
321.43r/min
n3
=124.14r/min
P1=3.762kw
P2=3.54kw
P3=3.33kw

T1=34.93Nm
T2=
105.18Nm
T3=257.3Nm
设计计算及说明
关键结果
六、带传动设计计算
1.带传动设计准则是确保在不打滑条件下含有一定工作寿命。
其计算功率Pca=KAP=1.1×4=4.4kW，其中KA=1.1，n=1440r/min。
查V带选型图得，选A型V带。
2.初选直径dd1,经查表，取dd1=100mm，则dd2=140mm。
3.确定中心距
由0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2），取a0=260mm。
则L0=2a0+（∏/2）×（dd1+dd2）+（dd1+dd2）2/4a0=898.53mm
由表查得Ld=890mm，则a=a0+（Ld+L0）/2=255.74mm
其包角α1=180°-100×57.3°/a=157.6°
4.V带根数计算
经查表，由[Z]=Pca/[P]=Pca/（P0+△P0）KαKL=4.4/（1.32+0.15）×0.95×0.87=3.54，所以V带根数取4。
5.张紧力计算
F0=500×（Pca/Z·v）×(2.5/Kα-1）+qv2
=500×4.4/(4×7.54)×（2.5/0.95-1）+0.1×7.542
=124.69N
6.压轴力计算
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×4×124.69×sin(157.6°/2)=978.54N

dd1=100mm
dd2=140mm
a=255.74mm
α1=
157.6°

[Z]=4

F0=124.69N
FQ=978.54N

设计计算及说明
关键结果
七、传动零件计算
因为传动零件中两对齿轮为斜齿轮，软齿面材料，且为闭式，所以其关键失效形式是接触疲惫强度破坏，故先按轮齿接触疲惫承载能力设计，然后验算它齿面弯曲疲惫承载能力。这两对齿轮为单向运转。
（一）第一对斜齿轮参数计算
1、选择材料和热处理方法，确定许用应力。
参考表6-1初选材料。
小齿轮：40Cr，调质，241-286HBW。
大齿轮：45钢，调质，217-255HBW。
依据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度240HBW，按图6-6MQ线查得齿面接触疲惫极限应力以下：
,。
按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲惫极限以下：
，。
其中：小齿轮应力循环次数：
大齿轮应力循环次数：
按图6-8a查得接触寿命系数：Zn1=0.90，Zn2=0.93
按图6-8b查得弯曲疲惫寿命系数：
查表6-3，取安全系数以下：
则：

小齿轮
40Cr
大齿轮
45钢
设计计算及说明
关键结果
2.确定中心距
大齿轮许用齿面接触疲惫应力值较小，故将=507.3MPa代入，于是：
取=91mm，
按经验公式=（0.007-0.02),取=0.0291=1.82mm,取标准模数=2mm
取Z=25 ,Z=i1Z=3.225=80
反算中心距
=(Z+Z)/2cos=2(25+80)/2cos12=107.35mm,符合。
取=107mm
螺旋角=arccos
=arccos[]=11.1
3.选择齿轮精度等级

齿轮圆周速度：
查表6-9，并考虑该齿轮传动用途，选择8级精度。

d1≥43.34mm

mn=2

Z1=25
Z2=80

a1=107mm

β=11.1°
设计计算及说明
关键结果
4.正确计算载荷
查表6-4，=1.00
查图6-9，齿轮传动啮合宽度
b=
查表6-6，取Kα=1.4
查表6-5，
且减速器轴刚度较大，
所以
==

5.验算轮齿接触疲惫承载能力

其中，=2.5，
因为大齿轮许用接触疲惫应力较小，故将
=507.3MPa带入，
即:
齿面接触疲惫强度足够。

接触疲惫强度足够
合格
设计计算及说明
关键结果
6.验算轮齿弯曲疲惫承载能力

查图6-19，得
查图6-16，得两轮复合齿形系数

齿轮弯曲疲惫承载能力足够。

7.齿轮几何尺寸
名称

计算公式
小齿轮
大齿轮
法向模数/mm
2
2
法向压力角
20
20
螺旋角
11.1
11.1
齿数z
25
80

弯曲疲惫强度足够
合格

设计计算及说明
关键关键结果

分度圆直径d/mm

齿顶高/mm

齿根高h/mm

齿全高h/mm

齿顶圆直径d/mm

齿根圆直径d/mm

顶隙c/mm

标准中心距a/mm

节圆直径/mm

传动比i

设计计算及说明
关键结果
（二）第二对斜齿轮参数计算
1、选择材料和热处理方法，确定许用应力。
参考表6-1初选材料。
小齿轮：40Cr，调质，241-286HBW。
大齿轮：45钢，调质，217-255HBW。
依据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度240HBW，按图6-6MQ线查得齿面接触疲惫极限应力以下：
,。
按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲惫极限以下：
，。
其中：小齿轮应力循环次数：
大齿轮应力循环次数：
按图6-8a查得接触寿命系数：Zn3=0.93，Zn4=0.95
按图6-8b查得弯曲疲惫寿命系数：
查表6-3，取安全系数以下：
则：

2.确定中心距
大齿轮许用齿面接触疲惫应力值较小，故将=518.2MPa代入，

材料：
40Cr小齿轮
45钢大齿轮
设计计算及说明
关键结果
于是：
取=100mm，
按经验公式=（0.007-0.02),取=0.02100=2mm,取标准模数=2mm
取Z3=34 ,Z4=i2Z3=2.6×34=88
反算中心距
a2=(Z3+Z4)/2cos=2(34+88)/2cos12=124.72mm,符合。
取a2=124mm
螺旋角=arccos
=arccos[]=10.3
3.选择齿轮精度等级

齿轮圆周速度：
查表6-9，并考虑该齿轮传动用途，选择8级精度。

d3≥54.96mm

mn=2mm

Z3=34
Z4=88

a2=124mm

β=10.3°

设计计算及说明
关键结果
4.正确计算载荷
查表6-4，=1.00
查图6-9，齿轮传动啮合宽度
b=
查表6-6，取Kα=1.4
查表6-5，
且减速器轴刚度较大，
所以
==

5.验算轮齿接触疲惫承载能力

其中，=2.5，
因为大齿轮许用接触疲惫应力较小，故将
=518.2MPa带入，
即:
齿面接触疲惫强度足够。

接触疲惫强度足够
合格
设计计算及说明
关键结果
6.验算轮齿弯曲疲惫承载能力

查图6-20，得
查图6-16，得两轮复合齿形系数

齿轮弯曲疲惫承载能力足够。

7.齿轮几何尺寸
名称

计算公式
小齿轮
大齿轮
法向模数/mm
2
2
法向压力角
20
20
螺旋角
10.3
10.3
齿数z
34
88

弯曲疲惫强度足够
合格
设计计算及说明
关键结果

分度圆直径d/mm

齿顶高/mm

齿根高h/mm

齿全高h/mm

齿顶圆直径d/mm

齿根圆直径d/mm

顶隙c/mm

标准中心距a/mm

节圆直径/mm

传动比i

设计计算及说明
关键结果
八、轴径初算

轴材料全部选为45调质钢，查表8-4得，=126—103，则取
第一根轴
此初算轴径处有一个键槽，所以
圆整为
第二根轴
此初算轴径处有两个键槽，所以

圆整为
第三根轴：
此初算轴径处有一个键槽，所以
圆整为

d1≥18.6mm

d1=20mm

d2≥28.9mm

d2=30mm

d3≥33.04mm

d3=35mm
设计计算及说明
关键结果
九、初选轴承
1、轴承
全部轴承全部试选为深沟球轴承。
第一根轴上轴承：依据以上轴径估算，轴承内径为25mm，
轴承代号为6105
第二根轴上轴承：依据以上轴径估算，轴承内径为30mm, 轴承代号为6106
第三根轴上轴承：依据以上轴径估算，轴承内径35mm，轴承代号为6107

型号
d/mm
D/mm
B/mm
Cr/KN
C0r/mm
轴1
6105
25
47
12
7.75
4.95
轴2
6106
30
55
13
10．2
6.88
轴3
6107
35
62
14
12.5
8.60

十、轴强度校核（第二根轴）
1、计算齿轮受力。
斜圆柱齿轮螺旋角=11.1，
大齿轮受力
圆周力
径向力
轴向力
小齿轮受力
圆周力
径向力
轴向力

轴承：
6205
6206
6207

Ft2=1.29kN
Fr2=0.478kN
Fa2=0.253kN

Ft3=3.04kN
Fr3=1.126kN
Fa3=1.108kN
设计计算及说明
关键结果
由此能够画出大齿轮受力图
2、计算轴承支反力
水平面受力

由公式 Ft2×56.5+Ft3×138=FR2’×204
FR1+FR2=Ft2+Ft3
得 FR1’=1.897kN,FR2’=2.433kN
垂直面受力

M2=Fa2×d2/2=0.253×163.05/2=20.63Nm
M3=Fa3×d3/2=1.108×69.12/2=38.28Nm
由公式 Fr2×56.5-Fr3×138+M2+M3+FR2×204=0
FR1+FR2+Fr2=Fr3
得 FR1=0.308kN , FR2=0.34kN
3、画出水平弯矩图（图d）和垂直面弯矩图

FR1’=1.897kN
FR2’=2.433kN

FR1=
0.308kN
FR2=0.34kN
设计计算及说明
关键结果
4.合成弯矩图
由公式 M=MH2+Mv2,画出下图

5．画出转矩图

6. 按下式求当量弯矩

在这里，取=0.6，由图并计算可知，在小齿轮处当量弯矩最大，并求得

7、选择材料，确定许用应力。
轴材料选45钢调质，查表6-2得。
8、校核轴强度。取C截面作为危险截面，C截面处强度条件
结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴强度足够安全。

Mc=182.9Nm

轴强度足够
合格
设计计算及说明
关键结果
十一、轴承寿命（第二根轴上轴承6206）
1、轴承型号。
6206型轴承：d=30mm,D=52mm,C0r=11.5KN,Cr=19.5KN。
2、计算当量动载荷。
轴承受到轴向力有Fa2=0.253kN,Fa3=1.108kN,径向力

因为是深沟球轴承，没有派生轴向力，受力分析后得，
Fa=0.855kN,轴左移，所以紧端为A轴承，松端为B轴承，即对A轴承校核。
由Fa/C0r=0.855/11.5=0.074,在表9-7中介于0.056~0.084之间，e在0.26~0.28之间。因为Fa/Fr=0.855/1.92=0.44>e,查得X=0.56,Y在1.71~1.55之间，用线性插值法求Y
Y=1.55+=1.607
计算当量动载荷
Pr=XFr+YFa=0.561.92+1.6070.855=2.45kN
3、求寿命。因为载荷平稳，查表9-6，取=1.0, 查表7-5，取=1.0,对于球轴承，于是：

满足工作要求时间24000h。
结论：6206轴承满足设计要求。

FAr=1.92kN
FBr=2.46kN

e
0.26~0.28之间

Y=1.607

Pr=2.45kN

Lh=
2.6×104h

满足设计要求
合格
设计计算及说明
关键结果
十二、键强度校核
（1）第二根轴上键1
因为轴毂连接为静连接，所以选择一般平键连接，端部类型为双圆头平键。传输扭矩为34.93Nm，轴直径为38mm，查零件手册知：当轴公称直径〉30—38mm时，键公称尺寸b×h=10×8, 轴槽深t=5.0mm，键槽长度为L=45mm，工作高度，依据轴和轮毂材料，载荷平稳，从表12-1中查得键（钢）连接许用挤压应力，计算挤压应力为：

符合要求。
（2）第二根轴上键2
因为轴毂连接为静连接，选择一般平键连接，端部类型为双圆头平键。传输扭矩为105.18Nm，轴直径为38mm，查零件手册得 时，键宽b=10mm，键高h=8mm，轴槽深t=5.0mm,键槽长度为L=80mm,则工作长度，工作高度，依据轴和轮毂材料，载荷平稳，从表12-1中查得键（钢）连接许用挤压应力，计算挤压应力为：

符合要求。
（3）第三根轴上键3
因为轴毂连接为静连接，和低速级大齿轮相连，所以选择一般平键连接，端部类型为双圆头平键。传输扭矩为257.3Nm，轴直径为40mm，查零件手册知：当轴公称直径〉38—44mm时，键公称尺寸b×h=12×8, 轴槽深t=5.0mm，键槽长度为

合格

合格

设计计算及说明
关键结果
L=70(mm)，则工作长度，工作高度，依据轴和轮毂材料，载荷平稳，从表12-1中查得键（钢）连接许用挤压应力，计算挤压应力为：

符合要求。
（3）第三根轴上键4
因为轴毂连接为静连接，和联轴器相连，所以选择一般平键连接，端部类型为双圆头平键。传输扭矩为257.3Nm，轴直径为30mm，查零件手册知：当轴公称直径〉22—30mm时，键公称尺寸b×h=8×7, 轴槽深t=4.0mm，键槽长度为=70mm，则工作长度，工作高度，依据轴和轮毂材料，载荷平稳，从表12-1中查得键（钢）连接许用挤压应力，计算挤压应力为：

符合要求。
十三、联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选择弹性套柱销联轴器
2.载荷计算.
公称转矩：Tc=257.3Nm
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,
所以选择HL3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630Nm
(HL3联轴器YA30×82JB30×82GB/T5014-1985)

合格

合格

HL3联轴器
YA30×82JB30×82
设计计算及说明
关键结果
十四、箱体结构设计
减速器箱体采取铸造（HT200）制成，采取剖分式结构为了确保齿轮啮合质量，大端盖分箱体采取H7/j6配合.
1.箱体有足够刚度。在箱体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。
2.考虑到箱体内零件润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采取侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面距离H为40mm。为确保机盖和机座连接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为Ra6.3。
3.箱体结构有良好工艺性。铸件壁厚为8，圆角半径为R=3mm
箱体外型简单，拔模方便。
4.对附件设计
A.视孔盖和窥视孔
在箱盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有足够空间，方便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，箱体上开窥视孔和凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B.螺塞：
放油孔在油池最底处，并安排在减速器不和其它部件靠近一侧，方便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支承面，并加封油圈加以密封。
C.油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
D.通气孔：
因为减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在箱盖顶部窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡。
E.盖螺钉：
启盖螺钉上螺纹长度要大于箱盖联结凸缘厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。

设计计算及说明
关键结果
F.定位销：
为确保剖分式箱体轴承座孔加工及装配精度，在箱体联结凸缘长度方向各安装一个圆锥定位销，以提升定位精度。
G.吊钩：
在箱盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体。
减速器箱体结构尺寸以下：
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M16
地脚螺钉数目

查手册
4
轴承旁联接螺栓直径

M12
箱盖和箱座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
M8,M8
M10
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
M6
定位销直径

=（0.7~0.8）
M6
，，至外箱壁距离

查机械课程设计指导书表4
22
20
18
，,至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
20
16
14
外箱壁至轴承端面距离

=++（8~12）
42

设计计算及说明
关键结果
大齿轮顶圆和内箱壁距离

>1.2
14
齿轮端面和内箱壁距离

>
10
箱盖，箱座肋厚

m1=7 m=7
轴承端盖外径

+（5~5.5）
92
102
122
轴承旁联结螺栓距离

90
90
100

十五、润滑密封设计
1.润滑
闭式减速器中传动件通常采取油浴润滑，轴承通常采取滚子轴承，因为高速级大齿轮线速度，而且该齿轮和低速级大齿轮分度圆直径几乎相等，故能够采取油润滑。
2.密封
1、为了确保箱盖箱座联接处密封，联接处表面要光洁，需要经过刮研，装配时涂一层水玻璃，提升接合面密封效果，但决不许可在接合面间加垫片，以免破坏轴承和孔正确配合。
2、因为轴伸转动圆周速率小于5m/s，可使用毡圈密封形式。
3、油标处密封采取O型橡胶密封圈
3.装油量
斜圆柱齿轮进入油池深度应大于等于10mm，多极传动时，低速级大齿轮浸油深度不得超出启齿顶圆半径1/3。通常浸入油池内齿轮顶圆到油池底面距离应大于30~50mm，由此可确定减速器内最低油量：h=66mm,a=455mm,b=178mm
V=hab=66455178=4.2升

十六、设计总结
经历三周课程设计，果真如老师说，这三周比上学期一学期学机械知识还要多，在最终一周时间里几乎天天晚上加班，早上八点多来 晚上十二点以后才回去，天天全部在忙着查资料，画装配图，碰到了问题就去找资料或问同学，
根本就不会去想着休息或玩，不知不觉就到了晚上，甚至有时候全部不记得吃饭，然而，即使这几天有点累，而且没有时间去打球或干别事，但我自己感觉很充实，很快乐，因为当我一个人独自完成了任务，把设计说明书和图纸摆在面前时，我就感觉很有成就感。
说长也不长，说短也不短，我认为这三周课程设计是我在大学里面收获最多一个阶段，不仅仅在知识层面，更多是学会了朝着自己目标而不舍昼夜奋斗，同学们在晚上十二点时候，教室还是跟白天一样，几乎全部在为课设加班。答辩前一天晚上大部分人全部在熬通宵。这种状态我想只有当一个人奋不顾身为目标时才会有。
总一句话来说，这三周课程设计感慨颇多，收获也不少，这种感觉以后也一定还会有，体验过这次课设，未来就愈加得心应手，不会让自己手忙脚乱，无从下手，也会愈加有信心能够做好。

附：参考资料
[1] 《机械设计课程设计指导书》 张淑敏等主编 中国农大工学院 6月
[2] 《机械设计教程》 吴宗泽等主编 机械工业出版社 3月
[3] 《机械设计课程设计图册》 龚溎义等主编 高等教育出版社 1989年5月第3版
[4] 《机械设计课程设计指导书》龚溎义等主编 高等教育出版社 1990年4月第二版
[5]《机械设计课程设计手册》吴宗泽 罗圣国主编 高等教育出版社 1999年6月第二版
[6] 《交换性和测量技术基础》王伯平 主编 机械工业出版社 7月第二版