1、河南農業大學機電工程學院機械設計課程設計說明書設計題目 專 業 班 級 學 號 設計者 指導教師姓名 設計開始時間 年 月 日目 錄一、設計任務書. 1二、電動機的選擇.2三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.4四、運動參數及動力參數計算.4五、傳動零件的設計計算.7六、軸的設計計算.12七箱體結構設計.21八、鍵聯接的選擇及計算.23九、滾動軸承的選擇及計算. 24十、密封和潤滑的選擇.24十一聯軸器的選擇.25十二、課程設計小結.26十三、參考文獻.27課程設計任務書一、設計任務：設計膠帶輸送機的傳動裝置（見下圖）工作條件如下表工作年限工作班制工作環境載荷性質平穩生產批量動力來源電力，三相交

2、流電，電壓380/220檢修間隔四年一次大修，兩年一次中修二、原始數據：滾筒圓周力F (N)6700帶速V（m/s）0.9滾筒直徑D（mm）380滾筒長度（mm）三、主要設計內容1. 選擇電動機；2. 設計鏈傳動和直齒輪傳動；3. 設計軸并校核；4. 設計滾動軸承并校核；5. 選擇聯軸器；6. 選擇并驗算鍵；7. 設計減速器箱體及附件；8. 確定潤滑方式。計算過程及計算說明二、電動機選擇1.電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，具有適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2.電動

3、機容量選擇：電動機所需工作功率為：由 d/a (kw) V/1000 (KW)得 Pd=FV/（1000） (KW)傳動裝置的總效率為：a=23式中：1=0.997 聯軸器效率；2=0.98 圓錐滾子軸承效率3=0.98 齒輪傳動效率（齒輪精度8級）4=0.915 鏈傳動效率 5=0.96 卷筒傳動效率則：a=23=0.997×0.983×0.98×0.915×0.96=0.80778所以：電機所需的工作功率：Pw= FV/1000總 =(6700×0.9)/(1000×0.80778) =7.465 kw3.確定電動機轉速 卷筒軸工

4、作轉速：n=60×1000v/D=60×1000×0.9/×380 =45.2335 r/min根據17表1推薦的傳動比，取圓錐齒輪傳動比i1，=23再取鏈傳動比i2=26，則總傳動比合理的范圍為ia=418故電動機轉速的可選范為 nd= ia.n =(418) ×45.2335 r/min =180.934814.203 r/min則符合這一范圍的同步轉有750和1000 r/min兩種電機，額定功率大于7.465Kw的有：Y160L-8其主要性能見下表：電動機型號額定功率(Kw)滿載轉速/（r/min）堵轉轉矩最大轉矩質量/kg額定轉矩額定

5、轉矩Y160L-8.7.57202.02.084電動機主要外形和安裝尺寸列于下表結果 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1.可得傳動裝置總傳動比為：ia=nm/n=720/45.2335=15.917（nm為電動機滿載轉速， n為卷筒軸工作轉速）分配傳動裝置傳動比ia= i×i（式中i、i分別為減速器和鏈傳動的傳動比） 2.分配各級傳動裝置傳動比： 取鏈傳動傳動比i=4.974則：iii=15.917/4.974=3.2四、計算傳動動裝置的運動和動力參數：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，將卷筒軸定位軸，以及定i0，i1，

6、.為相鄰兩軸間的傳動比.；01，12.為相鄰兩軸間的傳動效率；n,n,.為各軸的輸入轉速 （r/min）；P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）；P，P，.為各軸的輸出功率 （KW）；T，T，. .為各軸的輸入轉矩 （N·m）；T，T .為各軸的輸出轉矩 （N·m）。可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數1.運動參數及動力參數的計算（1）計算各軸的轉速： 軸：n=nm/ i0=720/1=720 r/min 軸：n = n/ i1 =720/3.2=225 r/min卷筒軸： n=n=45.2335 r/min（2）計算各軸的輸入功率：軸： P=Pd&#

7、215;01 =7.5×0.997=7.4425Kw (01 =1=0.99)軸： P= P×12= P×2×3 =7.4425×0.98×0.98=7.1478 KWp= P×23= P×2×47.1478×0.98×0.915=6.41 kw計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×7.5/720=99.014 N·m軸： T= Td·i0·1=99×1×0.997=98.7

8、17 N·m 軸： T= T·i1·2·3 =98.7×3.2×0.98×0.98=303.384N·m卷筒軸：T= T×i3×4× =303.384×4.974×0.915×0.98 =1352.556N·m計算各軸的輸出功率： 軸 ： P，= P·2=7.4425x0.98=7.294 kw 軸 ： P，= P·2=7.1478x0.98=7.005kw 卷筒軸： p，= p·2=6.41×0.98=6

9、.282 kw計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T，= T×2=98.717×0.98=96.743N·mT=T×2 =303.384×0.98=297.316 N·m 卷筒軸：T= T×5=1352.556×0.98=1325.505N·mn=720r/minn=225 r/minn=45.2 r/minP=7.4425 KwP=7.1478Kwp=6.41 kwTd=99.014N·mT=98.717 N·mT=303.38N·mT=13

10、52.5N·mP，=7.294 kwP，=7.005 kwp，=6.282kwT，=96.743N·m T，=297.32 N·mT=1325.505·m綜合以上數據，將運動和動力參數整理得下表：軸名功率/kw轉矩/ N·m轉速nr/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸7.572010.997軸7.44257.29798.71796.7432253.20.95軸7.14787.005303.384297.31645.2354.970.93五、傳動零件的的設計計算1、減速器外傳動鏈的設計(1)選擇鏈齒數取小鏈輪齒數z1=21,則大鏈輪齒數z

11、2=i2·z1=4.974×21=104.4579 則取大鏈輪齒數z2=104；（2）確定計算功率由【3】P178表9-6查得工況系數KA=1.0，由圖9-13得主動鏈輪齒數系數KZ=1.22,單排鏈，則計算功率Pca=KAKZP=1.0×1.22×7.005=8.546 KW(3)選擇鏈條型號和節距據Pca=8.546 kw及n=225 r/min 查【3】P176圖9-11選16A,查【3】P167表9-1取鏈條節距；（4）計算鏈節數和中心距初選中心距a=（30 50）×25.4=762 1270r/min，取a=1000mm則鏈長節距Lp

12、o=+（）2=,則取鏈長節數LP=145節，查【3】p180 表9-7得中心距系數f1=0.23648則鏈傳動的最大中心距為：a=f1p2LP-(z1-z2)=0.23648×25.4×2×145-(21+104)=993mm（5）計算鏈速v，確定潤滑方式V=由【3】P181圖9-14查得潤滑方式為油池潤滑或油盤飛濺潤滑。(6)計算壓軸力Fp有效圓周力Fe=1000p/v=1000×7.005/2=3500N,鏈水平布置時壓軸力系數KFp=1.15,則壓軸力Fp=1.15×3500=4025N（7）幾何尺寸計算1)分度圓直徑d1=p/sin（1

13、800/z1）=25.4/sin(1800/21)= 170.4mm d2=p/sin（1800/z2）=25.4/sin(1800/104)=840mm 2)輪轂寬B=30mm2、減速器內部傳動零件(錐齒輪)的設計（1）選擇齒輪材料、精度等級及齒數傳送帶為一般工作機，速度不高，故可選用8級精度；材料的選擇：根據要求查【3】P191表10-1可選大小齒輪的材料均為40Cr（調質后表面淬火），硬度為HRC4855初選小齒輪齒數z1=24，則大齒輪齒數z2=20×3.2=77 （2）按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（109a）進行試算即: 確定公式內的各計算參數如下：1）試選載荷系數

14、=1.32)計算齒輪傳遞的傳矩 T=9550000P/n1=9550000×7.4425/720= 98.72 N·mm 3)由表10-7選取齒寬系數R=0.3。4）由10-6查得材料的彈性影響系數 =189.85）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限=600Mpa ；小齒輪接觸疲勞強度極限 =550Mpa6）由式10-13計算應力循環次數 7) 由課本圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：KHN1 =0.92; KHN2 =0.958） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，按一般可靠度要求選取安全系數S=1.0，由式10-12得：取和中的較小者作為該齒輪副

15、的解除疲勞許用應力，即：（3）計算1）計算小齒輪分度圓直徑：2）調整小齒輪分度圓直徑A計算實際載荷系數前的數據準備 計算圓周速度。 當量齒輪的齒寬系數3）計算實際載荷系數KH。根據v2.6m/s ,7級精度,由圖108查得動載系數=1.08直錐齒輪精度較低,取齒間載荷分配系數KH=KF=1由表10-2查得使用系數由表104用插值法得7級精度，小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數相軸承對稱布置時，KH=1.345由此，得到實際載荷系數4）按實際的載荷系數校正所算分度圓直徑，由式1010a得 及相應模數m 六、軸的計設計、輸入軸的設計 1、按扭轉強度初步確定軸的直徑已知：軸的輸入功率為P=7.44 K

16、w 轉速為n=720r/min1）選材：45(調質)，硬度217255HBS2)查【3】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=120，則dA0 = 聯軸器的計算轉矩,由于軸的轉矩變化小取KA=1.3,則Pca=KA ×T1=1.3×98.717=128.332N·mm2、軸的結構設計1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將輸入軸的圓錐齒輪做成懸臂結構，安排在箱體一側，有螺紋固定在輸入軸的左起第六段；兩軸承正裝在齒輪的右側，兩軸承外圈分別以套杯和套筒定位，內圈以軸肩定位；齒輪、聯軸器與軸周向用平鍵連接。草圖如下所示2）確定軸各段直徑和長度左起第一段，

17、由于軸通過聯軸器與電動機軸聯接，已知取已知電動機軸直徑D=42mm，查【2】P89選用HL3聯軸器軸孔直徑30、32、35、38、40、42、，軸孔長度82聯軸器的直徑D=160,L0=168，螺栓M10數量4個，則第一段軸直徑D1=30mm,長度L1=80mm；左起第二段直徑取D2=37mm根據軸承端蓋端面距機座臂的距離l3=28及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，則取第二段的長度L2= 60mm左起第三段，該段裝有圓錐滾動軸承，選用圓錐滾子軸承選用30208型軸承，其安裝尺寸尺寸為d×D×T=40×80×19.75，那么該段的直徑為D3= 40mm

18、，長度為L3=16mm;左起第四段，為光軸段為滾動軸承定位的軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4= 48mm，長度取L4= 81mm 左起第五段為圓錐滾動軸承段，則此段的直徑為D5= 40mm，長度為L5=16mm；左起第六段，為小齒輪接入段取D6=30mm,由于小齒輪齒根圓距鍵槽的距離x=3<1.6m=4.4故做成齒輪軸，根據小齒輪輪轂寬度及套筒和擋油板的長度，選該段長度取L6=60mm 。 3)軸上零件的定位齒輪、聯軸器與軸周向用平鍵連接，按D1,D6查【3】P106表6-1得平鍵截面b1×h1×l1=10×8×40,b6×h

19、6×l6=10×8×70,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為,半聯軸器與軸的配合為。4）確定軸上的圓角和倒角尺寸（見輸入軸的結構設計圖）3、按彎曲合成強度條件計算1）做出軸的計算簡圖（即力學模型）求齒輪上作用力的大小、方向 已知：小齒輪分度圓直徑：d1=84mm，作用在齒輪上的轉矩為：T1 =98.7 N·m 圓周力：Ft1= 求徑向力Fr1=Ft·tan=2350×tan20 0=816N 軸向力Fa1= 軸承支反力的計算根據軸承支反力的作用點A、B以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置D，建立力學模型(如下圖(a

20、)所示)。水平面內的支反力：FNH1= FNH2= 垂直面的支反力： 則可得FNV1= N ; FNV2= N畫彎矩圖 由圖(b)(c)可知： 水平面的彎矩：MH= N·mm 垂直面的彎矩：MV1= N·mm MV2= N·mm 合成彎矩： M1= N·mm M2= N·mm 畫轉矩圖： T= Ft×d1/2=84.59 N·m=84590 N·mm 判斷危險截面并驗算強度坐起起第五段剖面處承受最大彎矩和扭矩，所以該剖面為危險截面C。由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0·3，再根據以上計算的

21、數據由【3】P373式15-5得軸的計算應力·由【3】P363表15-1查得45鋼的-1=60Mpa ，因此-1，故確定軸的尺寸是是安全的。 、輸出軸的設計 1、按扭轉強度初步確定軸的直徑已知：軸的輸入功率為P=5.445 Kw 轉速為n=384r/min,輸入轉矩T2=127.17N·m1）選材：2)查【3】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=120，則dA0 =2、軸的結構設計1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將輸出軸的圓錐齒輪安排在小錐齒輪一側，由套筒和軸肩定位；兩軸承正裝在齒輪的兩側，兩軸承外圈以套杯定位，內圈以軸肩和套筒定位；齒輪、小鏈輪與軸

22、周向用平鍵連接。草圖如下所示2）確定軸各段直徑和長度左起第一段，由于軸通過聯軸器與小鏈輪聯接，要開鍵槽將直徑增大5%并圓整為40,則第一段軸直徑D1=30mm,長度L1=45mm；左起第二段，該段裝有圓錐滾動軸承，選用圓錐滾子軸承選用30210型軸承，其安裝尺寸尺寸為d×D×T=50×90×21.75，那么該段的直徑為D2= 50mm，長度為L2=82mm;左起第四段為光軸段為滾動軸承定位的軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4= 71mm，根據小齒輪的齒頂圓直徑da1=60.12mm,及齒頂圓距內機臂的距離為16，初選光軸長度L4= 104mm左

23、起第五段，為安裝大齒輪段，則此段的直徑為D5= 55mm，由于大齒輪輪轂寬度為90，取長度為L5=60mm；左起第六段，為軸承接入段并安裝套筒，已知大齒輪端面與內機臂的距離2=15mm，軸承T=21.75，則取該段直徑D6=50mm,長度為L6=36mm3)軸上零件的定位齒輪、鏈輪與軸周向用平鍵連接，按D1,D5查【3】P106表6-1得平鍵截面b1×h1×l1=16×10×50,b6×h6×l6=12×8×35,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為,半聯軸器與軸的配合為。4）確定軸上的圓角

24、和倒角尺寸（見輸入軸的結構設計圖）3、按彎曲合成強度條件計算1）做出軸的計算簡圖（即力學模型）求齒輪上作用力的大小、方向 已知：大齒輪分度圓直徑：d1=269mm，作用在齒輪上的轉矩為：T1 =303 N·m 圓周力：Ft2= 求徑向力Fr2= 軸向力Fa2=Fr1=782N軸承支反力的計算根據軸承支反力的作用點A、B以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置D，建立力學模型(如下圖所示)。水平面內的支反力：FNH1= FNH2= 垂直面的支反力：根據圖（c）可得；帶入數據解得：FNV1= FNV2= 畫彎矩圖 如圖（b）(c)所示，由圖可知：水平面的彎矩：MH= 垂直面的彎矩：MV1= MV2

25、= 合成彎矩：M1=M2= 畫轉矩圖： T= 判斷危險截面并驗算強度坐起起第五段剖面處承受最大彎矩和扭矩，所以該剖面為危險截面C。由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0·3，再根據以上計算的數據由【3】P373式15-5得軸的計算應力由【3】P363表15-1查得45鋼的-1=60Mpa ，因此-1，故確定軸的尺寸是是安全的。初選z1=21z2=104Pca=8.546KWP=25.4Lpo=a=993mmV= 2m/sFp=4025Nd1= 170mmd2=840mmB=30mm初選z1=24z2=77試選K=1.3T=98.72 N·mm,R=0.30=60

26、0MPa=550MPaN1=1.9×109N2=6.2×108KHN1=0.92KHN2=0.95【H】1=552Mpa【H】2=523MpaH =523Mpad1t=81.156 mm;v=2.6 m/sKv=1.08KA=1.0KH=KF=1KH=1.345KF=1.612KH=1.458d1=55mmm1=3.5 d24.3975 mmPca=128.332N·mm,D1=30mmL1=80mmD2= 37mmL2=60mmD3=40mmL3=16mmD4=48mmL4=81mmD5=40mmL5=116mmD6= 30mmL6= 60mmFt1=2350N

27、Fr1=816NFa1=255NFNH1= NFNH2= NFNV1= N ; FNV2= NMH= N·mmMV1= N·mmMV2= N·mmM1= N·mmM2= N·mm材料：45鋼(調質)，硬度217255HBSd mm,D1=40mmL1=61mmD2= 50mmL2=82mmD3=40mmL3=18mmD4=48mmL4=78mmD5=42mmL5=36mmD6=40mmL6= 30mmFt= Fr= N FNH1= NFNH2= NFNV1= N FNV2= NMH= N·mmMV1= N·mmMV2= N&

28、#183;mmM1= N·mm M2= N·mmT= N·mmca= MPa七箱體結構設計(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。(2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。(4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上

29、安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的

30、作用。(8)環首螺釘、吊環和吊鉤在機蓋上裝有環首螺釘或鑄出吊環或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df12軸承旁聯結螺栓直徑d110機蓋與機座聯接螺栓直徑d28連接螺栓d2的距離l14軸承端蓋螺釘直徑d36窺視孔蓋螺釘直徑d46df d1 d2至外機臂的距離c118、16、13df d2至凸緣邊緣的距離c216、14定位

31、銷直徑d6軸承旁凸臺半徑R116凸臺高度h據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l140, 35, 42大齒輪頂圓與內機壁距離116齒輪端面與內機壁距離215機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑D2140, 120軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2八鍵的設計1平鍵聯接此段軸徑d1=30mm,L1=70mm查手冊得，選用A型平鍵，得：A鍵 10×8 GB1096-79 L=L1-b=70-8=62mmT=98.717N·m h=7mm根據【3】P106式6-1得p=2T×

32、103/(kld)=2×98.717×1000/（0.5×8×62×30） =54.83Mpa < R =110Mpa2、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接軸徑d2=42mm d2=55mm T=303Nm查手冊P51 選用A型平鍵12×8 GB1096-79L=L2-b=50-16=34mm h=10mmp=2T×103/(kld)=2×303×1000/（0.5×10×34×55）=64.81Mpa < p =110Mpa十、密封和潤滑的設計1.密封 由于選用的電動機為低