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掘进机毕业设计设计说明书

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2

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目 录

一 课程设计书 …………………………………… 2

二 设计要求 ……………………………………2

三 设计步骤 ……………………………………2

1。 传动装置总体设计方案 ………………………… 3
2。 电动机的选择 ………………………………… 4
3。 确定传动装置的总传动比和分配传动比……………5
4。 计算传动装置的运动和动力参数 …………………5
5. 设计V带和带轮…………………………………6
6。 齿轮的设计 …………………………………8
7。 滚动轴承和传动轴的设计 ………………………19
8. 键联接设计…………………………………… 26
9。 箱体结构的设计…………………………………27
10。润滑密封设计………………………………… 27
11.联轴器设计…………………………………… 27

四 设计小结 ………………………………………28
五 参考资料 ………………………………………29

一。 课程设计书
设计课题：
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大，空载起动，卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失)，减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年）,两班制工作，运输容许速度误差为5％,车间有三相交流，电压380/220V
表一：
题号

参数
1
运输带工作拉力（kN）
0。14
运输带工作速度(m/s)
0。8
卷筒直径（mm）
300

二. 设计要求
1.减速器装配图一张（A1)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3）.
3。设计说明书一份。

三. 设计步骤
1。 传动装置总体设计方案
2。 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 设计V带和带轮
6. 齿轮的设计
7。 滚动轴承和传动轴的设计
8。 键联接设计
9. 箱体结构设计
10。 润滑密封设计
11。 联轴器设计

计 算 及 说 明
结 果

1。传动装置总体设计方案：
1. 组成:传动装置由电动机、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，
要求轴有较大的刚度。
3。 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大,将V带设置在高速级。
其传动方案如下：

图一：（传动装置总体设计图）

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率
＝0.96×××0.98×0。96＝0。78;
为V带传动的效率，为滚动轴承的效率，
为圆柱齿轮传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算）.为弹性联轴器的效率，
为卷筒轴滑动轴承的效率

ηa=0。78

计 算 及 说 明
结 果
由已知条件计算驱动卷筒的转速

2.电动机的选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1） 卷筒轴的输出功率

（2） 电动机输出功率
＝6.0kw/0。83＝7.23kW
（3） 电动机额定功率
选取电动机额定功率＝7.5 kW
3、确定电动机的转速：

电动机选择转速1500r/min。
4、确定电动机型号
根据所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M—4。
其主要性能：额定功率:7。5kW,满载转速1440r/min,额定转矩2。2。

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

=7。23kW

＝7。5 kW

电动机型号
Y132M—4

计 算 及 说 明
结 果
1、传动装置总传动比：

2、分配各级传动比
取V带传动比i1＝2.0则二级圆柱齿轮减速器的传动比为
，则取i2＝4.28，i3＝3.3
4。计算传动装置的运动和动力参数
1、各轴转速(r/min）
n0 = nm=1440r/min
n1 = n0 /i1=1440/2。0=720(r/min）
n2 = n1/ i2=720/4.28=168(r/min)
n3 = n2/ i3=168/3.3=51（r/min)

2、 各轴输入功率
P0= Ped =5.54kW
P1= P0×η1=5。54×0。96×0。98=5。21kW
P2=P1×η2×η3=5.21×0。98×0。96=4.9kW
P3=P2×η2×η3=4.9×098×0.96=4。6kW

3、 各轴转矩
T0=9550P0/n0=9550×5。54/1440=36.7N·m
T1=9550P1/n1=9550×5。21/720=69N·m
T2=9550P2/n2=9550×4。9/168=279N·m
T3=9550P3/n3=9550×4。6/51=861N·m

i总=27。38

i1＝2.0
i2＝4。28
i3＝3。3

n0 =1440r/min
n1 =720r/min
n2=168r/min
n3=51r/min

P0=5.54KW
P1=5.21KW
P2=49KW
P3=4.6KW

T0=36.7N·m
T1=69N·m
T2=279N·m
T3=861N·m

计 算 及 说 明
结 果
5.设计Ｖ带和带轮
⑴　确定计算功率
查课本表9-9得:
,式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,既电机的额定功率。
⑵　选择带型号
根据，n0 =1440r/min，查课本表8—8和表8-9选用带型为A型带．
⑶　选取带轮基准直径
查课本表8-3和表8—7得小带轮基准直径
则大带轮基准直径
⑷　验算带速v

在5～25m/s范围内，Ｖ带充分发挥.
⑸　确定中心距a和带的基准长度
由于，初定中心距，所以带长,
=.查课本表8—2选取基准长度得实际中心距

⑹　验算小带轮包角
,包角合适.

Pca=5。124kW

dd2=180mm

V=7.536m/s

取a0=350

Ld=2000mm

a=762。5mm

α1=172。51°

计 算 及 说 明
结 果
⑺　确定v带根数z
因，带速，传动比,
查课本表8-5a和8-5b,得。
查课本表8—2得=1.03.
查课本表8—8，得Kα=0.98
由公式8-22得
，
故选Z=4根带。
⑻　计算预紧力
查课本表8-4可得,故:
单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为

⑼　计算作用在轴上的压轴力
利用公式8—24可得：

6.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算

1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

Z=4根

F0=137.5N

Fp =1098N

计 算 及 说 明
结 果
1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
 2）按GB/T10095－1998，选择7级精度
3）材料：高速级小齿轮选用40Cr调质，硬度为280HBS,高速级大齿轮选用45钢调质，硬度为240HBS
4）取小齿轮齿数=27，大齿轮齿数Z=i2×Z=4。28×27=115.56 取Z=115。
5）选取螺旋角β=12°
2．按齿面接触强度设计

1） 确定各参数的值:
①试选=1.45
查课本图10—30 选取区域系数 Z=2.45
取0。8
②由课本公式10-13计算应力循环次数
N=60nj =60×720×1×（10×350×16）
=2。4×10h
N= N/ i=5.7×10h
③查课本图 10—19得：K=1 K=1。05
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%，安全系数S=1，应用公式10-12得：
[]==1×700=700
[］==1。05×550=577

N1＝2.4×10h
N2 = 5.7×h

［］=700
[］=577

计 算 及 说 明
结 果
许用接触应力

⑤查课本由表10—6得: =189.8MP
由表10—7得: =1

⑥计算小齿轮传递的转矩
T=95.5×10×=95。5×10×7。2/1450
=4。742×10N·mm

2）计算

②计算圆周速度

③计算齿宽b和模数

b==44。3mm

638。5

T=4.742×10N·mm

V=2。09m/s

b=44。3mm

计 算 及 说 明
结 果
⑤计算纵向重合度
=0。318=3。62
⑥计算载荷系数K
使用系数=1
根据,7级精度， 查课本由表10-8得
动载系数K=1.11，
查课本由表10-4得K的计算公式：
K= +0.23×10×b
=1。12+0。18(1+0。61) ×1+0。23×10×43。59=1.42
查课本由表10—13得: K=1。35
查课本由表10—3 得: K==1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.11×1。2×1.42=1.89
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=43.59×=46。07
⑧计算模数
=
3．按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥

=1。903

K=1。42

K=1.89

d=46。07

=1.96mm

计 算 及 说 明
结 果
1） 确定公式内各计算数值
①载荷系数K
K＝K K K K=1×1。11×1.2×1。35＝1。798
②根据纵向重合度εβ＝1。903，从图10－28查得
螺旋角影响系数Yβ＝0.99
  ③计算当量齿数
Zv1＝Z1/cos3β＝27/ cos13°＝29.19 
Zv2＝Z2/cos3β＝115/ cos13°＝126
   按对称布置,初选齿宽系数＝1
  ④ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
查课本由表10-5得：
齿形系数Y＝2。52 Y＝2.16
 应力校正系数Y＝1。62  Y＝1。81
⑤计算大小齿轮的
 安全系数由表查得S＝1.4
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
小齿轮 大齿轮
查课本由表10—18得弯曲疲劳寿命系数：
K=0.85 K=0.88
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[］=
[]=

K＝1。94

Zv1＝29。19

Zv2＝126

[］=303.57Mpa
[］=238.86Mpa

计 算 及 说 明
结 果

大齿轮的数值大。选用.

3）设计计算

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357—1987圆整为标准模数，取m=1.5mm
4． 几何尺寸计算
1）计算中心距 a===146.17
将中心距圆整为146

2）计算大。小齿轮的分度圆直径
d==55.423
d==236.5

mn=1。96mm

圆整mn=2mm

a=146mm

d1=55.423mm
d2=236。5mm

计 算 及 说 明
结 果
4）计算齿轮宽度
B=
圆整后取

（二） 低速级齿轮传动的设计计算

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
 2）按GB/T10095－1998，选择7级精度
3)材料：高速级小齿轮选用40Cr调质，硬度为280HBS,高速级大齿轮选用45钢调质，硬度为 240HBS
4）取小齿轮齿数Z3=27,大齿轮齿数Z4= i3×Z3=3。3×24=89。1 取Z4=89。
5）选取螺旋角β=0°

B1=55mm
B2=50mm

i3=3.3
Z3=27
Z4=89

计 算 及 说 明
结 果
①由课本公式10-13计算应力循环次数
N3=60n2j =60×168×1×（10×350×16）
=5。6×h
N4= N3/i=1。7×10h
③查课本 10—19图得：K=0.90 K=0。95
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1％，安全系数S=1，应用公式10-12得:
［]==0。90×600=540
[]==0.95×550=522。5
许用接触应力

⑤查课本由表10—6得: =189.8MP
由表10—7得： =1
⑥计算小齿轮传递的转矩
T=95.5×10×=95.5×10×4。9/168
=2.8×105N·mm
2）计算
①小齿轮的分度圆直径d

=

=77。36mm

计 算 及 说 明
结 果
②计算圆周速度

③计算齿宽b和模数
b==77。36mm
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2。95=6.638
= =10.99
⑥计算载荷系数K
使用系数=1
根据，7级精度， 查课本由表10-8得
动载系数K=11，
查课本由表10-4得K
K=1。1
查课本由表10-13得： K=1。35
查课本由表10-3 得： K==1.1
故载荷系数：
K＝K K K K =1×1。2×1.1×1.1=1.45
V=0。96m/s

b=77。36mm

=2。86mm

K=1.1

K=1.45

计 算 及 说 明
结 果
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d3=d3t=72。96×=79.46
⑧计算模数
=
3. 按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥

1）确定公式内各计算数值
①载荷系数K
K＝K K K K=1×1。2×1。1×1.1＝1.45
③       初选齿宽系数
   按对称布置，由表查得＝1
  ④  查取齿形系数Y和应力校正系数Y
查课本由表10-5得：
齿形系数Y＝2。57 Y＝2。20
 应力校正系数Y＝1.60  Y＝1.78

d3=79。46mm

=2.79mm

K＝1。685

计 算 及 说 明
结 果
⑤ 计算大小齿轮的
 安全系数由表查得S＝1.4
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
小齿轮 大齿轮
查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数：
K=0。85 K=0。88
取弯曲疲劳安全系数 S=1。4
［］=
[]=

大齿轮的数值大。选用。

2） 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357—1987圆整为标准模数,取m=3 mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=75.46来计算应有的齿数.于是由：
Z3==26.58 取z3=27，则z4=3。3×27= 89.1，取z4=89

mn=2.13mm

mn=2.5mm

Z3=27
Z4=89

计 算 及 说 明
结 果
4． 几何尺寸计算
1）计算中心距 a===174
将中心距圆整为174
3)计算大。小齿轮的分度圆直径
d==81
d4==267
4）计算齿轮宽度
B=
圆整后取
V带齿轮各设计参数附表

1。各传动比
V带
高速级齿轮
低速级齿轮
2。0
4.28
3。3
2。 各轴转速n
n0(r/min）
n1(r/min)
n2（r/min)
n3(r/min）
1440
720
168
51

a=174

d3=81mm
d4=267mm

B3=93mm
B4=98mm

计 算 及 说 明
结 果
3. 各轴输入功率 P
P0（kw）
P1（kw）
P2（kw）
P3(kw）
5。21
4。9
4。6
4。416

4。 各轴输入转矩 T
T0（kN·m）
T1（kN·m)
T2(kN·m)
T3(kN·m）
0.069
0。279
0。861
0.827

5. 带轮主要参数
小轮直径
（mm)
大轮直径
(mm）
中心距
a（mm）
基准长度
（mm）
带的根数z
90
180
762。5
2000
4

7。传动轴承和传动轴的设计
7。1低速轴的设计与校核
1。求输出轴上的功率P,转速,转矩
P=4。6KW =51r/min
=861N．m
2。求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=267
而 F=
F= F

计 算 及 说 明
结 果

3.初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为40Cr，调质处理，根据课本取
取=(1+5%）=54.5mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号
查课本，选取

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查GB5014-85选用YL11型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250N·m,半联轴器的孔径
4．轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案

计 算 及 说 明
结 果
2）计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，Ⅰ—Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上， 故Ⅰ—Ⅱ的长度应比 略短一些，现取
(2）初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选
用单列角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7211AC,其尺寸为的,故
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得轴承定位轴肩高度mm，
③齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取。 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高,取.轴环宽度,取b=9mm。
④ 轴承端盖的总宽度为32mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ，故取。
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=12,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s，取s=10,已知滚动轴承宽度T=21,
高速齿轮轮毂长L=50，则

计 算 及 说 明
结 果

作为定位轴肩,取=62mm =21+10+1=32
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

计 算 及 说 明
结 果
9。箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8，圆角半径为R=3.机体外型简单，拔模方便。

4。 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成,用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封.

计 算 及 说 明
结 果
C 通气孔:
由于减速器运转时,机体内温度升高，气压增大，为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
D 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹.
E 位销:
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。
F 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。
减速器机体结构尺寸如下：

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

M20
地脚螺钉数目

查手册
8

计 算 及 说 明
结 果
轴承旁联接螺栓直径

M16
箱盖与箱座联接螺栓直径

=（0.5~0。6）
M12
轴承端盖螺钉直径

见表9—9
M8
视孔盖螺钉直径

=（0。3~0.4）
M8
定位销直径

=（0.7～0。8）
10
，，至箱外壁距离

查机械课程设计指导书表4
26/22/18
，，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
24/20/16
箱体外壁至轴承座端面距离

=++（5~10）
60
大齿轮顶圆与箱体内壁距离

〉1。2
12
齿轮端面与箱体内壁距离

〉
12
加强肋厚

8
轴承端盖外径

+2.5
100(输入轴)
100（中速轴）
120(输出轴）
轴承旁联结螺栓距离
S

110（输入轴)
100(中速轴）
120（输出轴）
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
H=177 =19。323
所以H+=177+19。323=196.323
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

11.联轴器设计

1。类型选择。
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。
2.载荷计算.
公称转矩：T=95509550595.86
查课本，选取
所以转矩
因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以
查《机械设计手册》
选取YL11型弹性柱销联轴器其公称转矩为1000Nm

计 算 及 说 明
结 果

四. 设计小结
这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮（一对斜齿）减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.
1. 机械设计是机械工业的基础，是一门综合性相当强的技术课程,它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。
2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想；训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力；巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
3. 在这次的课程设计过程中，综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计，一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力，特别是提高了分析问题和解决问题的能力，为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。
4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。
5。 设计中还存在不少错误和缺点,需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识,继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

计 算 及 说 明
结 果
五。 参考资料：
［1］ 程志红，主编。 机械设计［M]．南京:东南大学出版社，2006年版

［2］ 程志红,唐大放，主编. 机械设计课程上机与设计[M］。 南京：东南大学出版社,2006年版

[3] 濮良贵，纪名刚主编。 机械设计［M]. 北京:高等教育出版社，2001年6月第7版

计 算 及 说 明
结 果

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结 果

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结 果

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