1、婁底職業技術高職專科學院機械零件課程設計計算說明書設計題目班 級設計者指導老師年月日目錄一 設計任務書1二 帶式傳動機傳動系統設計4三 電動機的選擇6四 各級傳動比分配8五 齒輪的設計9六 軸的設計13七 v帶的傳動設計20a鍵聯接的選擇23九減速器的潤滑與密封24十箱體的設計25十一減速器的附件設計27十三參考資料35一設計任務書1設計目的機械設計課程設計是為機械類專業和近機械類專 業的學生在學完機械設計及同類課程以后所設置的實踐性 教學環節，也是第一次對學生進行全面的規范的機械設計訓 練。其主要目的是：(1) 培養學生理論聯系實際的設計思想，訓練學生 綜合運用機械設計課程和其他選修課程的基

2、礎 理論并結合實際進行分析和解決工程實際問題 的能力，鞏固、深化和擴展學生設計方面的知 識。(2) 通過對機械零件、常用機械傳動或簡單機械設 計，是學生掌握一般機械設計的程序和方法， 樹立正面的工程合集思想，培養獨立、全面、 科學的工程設計能力。(3) 課程設計的實踐中對學生進行實際基礎技能的 訓練，培養學生查閱和使用標準規范、手冊、 圖冊及計算、繪圖、數據處理、計算機輔助設 計等方面的能力。2、設計任務設計用于帶式輸送機傳動系統中的減速器。傳動系統中含有單級圓柱齒輪減速機v帶傳動。傳動系統的參數設計：原始數據：運輸帶工作拉力f=2300n;輸送帶速v=1.5m/s滾筒直徑d=400mm （滾

3、筒效率為0.96）。工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班制，載荷變化小 載荷輕。工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°co動力來源：電力，三和交流電380/220伏。在課程設計中，一般要求每個學生完成以下內容： 減速器裝配圖一張（a1號圖紙）。 零件工作圖23張（齒輪、軸）。 設計說明書一份。二帶式傳動機傳動系統設計1、設計題目：單級圓柱齒輪減速器及v帶傳動。2、傳動系統參考方案（如圖）：方案擬定：采用v帶傳動與齒輪的組合，即可滿足傳動比要求， 同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉 矩工作情況要求，結構簡單，成木低，使用維護方便。1、v帶傳動2、電動機 3圓柱齒

4、輪減速器4、聯軸器 5、鋼絲繩 6、滾筒 7、重物三電動機的選擇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 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，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、電動機功率選擇：(1)工作機所需的輸出功率：式 pd=pw/ na (kw)市式 pw=fv/1000 (kw)因此 pd=fv/1000 na(kw)3、由電動機至運輸帶的傳動總效率為：i總二 riix n2a3x u3x n4x n5式中：n 1> n2> n3> n4>分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、

5、聯軸器和卷筒的傳動效率。取 n 1=0.96 n 2=0.98 n 3=0.97 n 4=0.99 n 5=0.96貝hh 總=0.96 x 0.98a3 x 0.97 x 0.99 x 0.96=0.83n 1=0.96n 2=0.98h 3=0.97n 4=0.99n 5=0.96n總=083所以：電機所需的工作效率：pd=fv/1000 n 總=(2300x1.5)/ (1000x0.83)= 4.16 (kw)4確定電動機轉速卷筒工作轉速為：n 卷筒二60x1000 v/ ( d)=(60x1000x1.5)/ (400 )=71.66r/min根據手冊p7表1推薦的傳動比合理范圍，取

6、圓柱齒輪 級減速器傳動范圍i =3-4o取v帶傳動比11 =24。則 總傳動比理論范圍為;1/ =616 o 故電動機轉速的可選范圍為n，d=ia xn 卷筒=(616) x71.66二429.961146.56i7min則符合這一范圍的同步轉速：750、1000、1500r/min 根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型 號：(如下表)pd= 4.16ckw)n卷筒二71.66r/min方案電動機型 號額定功率電動機轉速電動 機重jsl車參考 價格傳動裝置傳動比同步 轉速滿載 轉速總傳 動比v帶 傳 動減速 器1y132s-45.51500144065012001&63.5

7、5.322y132m2-65.51000960800150012.422.84.443y160m2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減 速器傳動對比，可見第二方案比較合適。此選定電動機型號為 y132m2-6o電動機主要外形和安裝尺寸：中心高h底座螺心距a/2bcacmmammmmmmmmmm13221610817889285k mmd mme mmfmmgmmabmm12m10801033275hdmmlmm360645ab四各級傳動比的分配仁總傳動比：工作機的轉速門筒=60x1000v/ (ttd) = 60x1

8、000x1.5 / (3.14x400)= 71.66r/mini 總=口 電動/n 筒=960/71.66=13.42、分配各級傳動比(1) 取 i 帶=2.5(2) 門總=齒乂)帶i 齒=i 總/i 帶= 13.4/2.5=5.36四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速(r/min)n 電=960(r/min)nl = n 電/i 帶=960/2.5=384(r/min) nll = nl/i 齒=384/5.36=71.64(r/min) n 筒=門 11 = 71.66 (r/min)2、計算各軸的功率(kw)p <= pd=4.16kwi 總=13.4i 帶=2.5i 齒=

9、5.36n 電=960r/min n1=384(r/min) n2=71.64(r/min)n筒=71.66(r/min)pi = pdxn 帶=4.16x0.96=4kwpii = p|xr| 軸承xr齒輪=4x0.99x0.97= 3.84kwp 筒= plxr)軸承xr聯軸器=4x099x0.98 = 3.88kw3、計算各軸轉矩t 電=9550pd/nm = 9550x4.16/960=41.17n-mti = 9550pi /n1 =9550x4/384 = 98.96n mtil =9550 ph /n2=9550x3.84/71.64=509.21 nmt 筒=9.55 p 筒/

10、n 筒=9550x3.88/71.66= 514.37 n-m將上述數據列表如下:軸名參數電動機i軸ii軸滾筒軸轉速 n(r/min)96038471.6471.66功率p(kw)4. 1643. 843. 88轉矩t（nm）41. 179& 96509. 21514. 37傳動比i2.54. 021.00效率n0. 960. 960. 98五、齒輪傳動設計(1) 選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬于閉式傳 動，通常齒輪采用軟齒面。選用價格便宜便于制造的材料，小齒 輪材料為45鋼，調質，齒而硬度229-286hbw；大齒輪材料也 為45鋼，正火處理，硬度為169-217hbw；精度

11、等級：運輸機是般機器，速度不高，故選8級精度(2) 按齒面接觸疲勞強度設計該傳動為閉式軟齒面，主要失效形式為疲勞點蝕，故按齒面 接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。設計公式為:d1> l(2kti (u+1)(zhze)2/ (pduah2) 1/3 載荷系數k 查課木表13-8 k=1.2 轉矩 tl ti = 98960n-mm 解除疲勞許用應力oh =ahlim zn/sh按齒面硬度中間值查圖13-32 ohlim1=600mpaohlim2 = 550mpa接觸疲勞壽命系數zn：按一年300個工作日，每天16h計 算，由公式n=60njtn計算n1=60x384x5x30

12、0x16=5.53x108n2=n1/i 齒= 5.53x108 /5.36= 1x108查口課本圖13-34 +曲線仁 得zn1 = 1.05 zn2 = 1.1按一般可靠度要求選取安全系數sh-1.0oh1=ohlim1zn1/shmin=600x1.05/1=630 mpaoh2=ohlim2zn2/shmin=550x1.1/1=605mpa故得:ah= 605mpa 計算小齒輪分度圓直徑小由口課本表13-9按齒輪相對軸承對稱布置，取(pd = 1.0 zh=2.5由課本表 13-10 得 ze = 189.8(n / mm2)1 / 2將上述參數代入下式d1> (2k tl (

13、u+1)(zhze)2/(pduoh2) 1/3=(2x1.2x98960 x (4.02+1)x(2.5x189.8)2/ (1x4.02x605x2) 1/3-47.5mm取 d1 =60 mm 計算圓周速度v= nlttdl / (60x1000)= 384x3.14x60/ (60x1000)= 1.21m / sv<6m/s 故取8級精度合適(3)確定主要參數 齒數取z1-24z2=z1xj 齒=24x5.36128.64 = 129 模數 m=d1 / z1 =60 / 24=2.5符合標準模數第一系列 分度圓直徑d1 =z1m=24x2.5=60mmd2=z2 m = 12

14、9x2.5=322.5 mm 屮心距a= (d1+d2) /2=(60+322.5) /2191.5mm 齒寬b=(pdd1 = 1.0><60=60mm取 b2 = 60mm b1 =b2+5 mm = 65 mm(4)校核齒根彎曲疲勞強度齒形因數yfs查1課本圖13-30yfs1=4.26 yfs2=3.97許用彎曲應力ofaf=oflim yn/sf由課本圖13-31按齒而硬度屮間值得afliml =240mpa oflim2 =220mpa由課本1圖13-33得彎曲疲勞壽命系數yn： yn1 =1 y n2 = 1按一般可靠性要求，取彎曲疲勞安全系數sf = 1計算得彎曲疲

15、勞許用應力為af1-oflim1 yn1/sf-240x1/1 =240mpaof2= aflim2 yn2/sf =220x1/1 =220mpa校核計算of1=2kt1yfs1/ (b1md1)=2x1.2x98960x4.26/ (60x2.5x60) =112.42mpa<af1of2=2kt1yfs2/ (b2md1)= 112.42x3.97/4.26= 104.77mpa< of2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(5) 齒輪的幾何尺寸計算齒頂圓直徑dadal =d1+2ha=60+5=65mmda2=d2+ ha = 322.5+5=327.5mm齒全高hh = (2 ha

16、*+c*)m = (2+0.25)x2.5 = 5.625 mm齒根高 hf= (ha*+c*) m = 1.25x2.5 = 3.125mm齒頂高 ha= ha*m = 12.5=2.5mm齒根圓直徑dfdf1 =d1-2hf=60-6.25=53.75mmdf2-d2-2hf-322.5-6.25-316.25mm(6) 齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構。大齒輪的有關尺寸計算如下：軸孔直徑d=60mm輪轂直徑 d1=1.6d = 60x1.6 = 96mm輪轂長度 l=1.2d = 12x60=72mm輪緣厚度 60=(3-4)m = 7.5-10mm取

17、60=10mm輪緣內徑 d2 = da2-2h-260 = 307.5-2x5.625-20=276.25 mm取 d2 =276mm腹板厚度 c = (0.2-0.3)b=12-18mm取 c=18mm腹板中心孔直徑 d0 = 0.5(d1+d2) = 0.5(96+276)=186mm腹板孔直徑d0 = 15-25mm 取d0=20mm齒輪倒角取c2l=72mm6010mm七、軸的設計從動軸設計仁選擇軸的材料確定許用應力選軸的材料為45號鋼，調質處理。ab=600mpa查表 19-14 可知：ob=600mpa,查表 19-17 可知：ab -1=55mpa2、按扭矩估算軸的最小直徑單級齒

18、輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接, 結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：d>a(pii /nit)1 /3查表 19-16 a=115則 d>115x(4.03/95.52)1/3mm=40mm考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%即 d=40x1.05=42mmk=1.5要選聯軸器的轉矩tctc=ktii =1.5x50921 =6.0438x105nmm（查1表20畀 工況系數k=1.5）查2附錄6選用連軸器型號為yld10考慮聯軸器孔徑系列標準故取d=45mm3、軸的結構設計軸結構設計時，需耍考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖

19、。rrre*卜(/ pij丿-tft（1）聯軸器的選擇聯軸器的型號為yld10聯軸器:45x1122）確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器屮，可以將齒輪安排在箱體屮央，軸承對稱布 置。在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠軸環和擋油環實 現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承 靠擋油環和端軸承蓋實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定， 聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現軸向定位和周向定位。（3）確定各段軸的直徑將估算軸d=45mm作為外伸端直徑出與聯軸器相配（如 圖），考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取笫二段直徑為d2 = 50mm,齒輪和右端軸承從右側裝入，考慮裝拆方便以及零

20、件固 定的要求，裝軸處d3應大于d2,取d3 = 55mm,為便于齒輪裝 拆與齒輪配合處軸徑d4應大于d3,取d4 = 60mmo齒輪左端用 軸環固定，右端用擋油環定位，軸環直徑d5滿足齒輪定位的同吋，還應滿足并側軸承的安裝要求，d5= 68mm,根據選定軸承型號確定左端軸承型號與左端軸承相同，取 d6=55mm.(4) 選擇軸承型號由2附表5-1初選深溝球軸承,代號為6211,軸承寬度b-21o(5) 確定軸各段直徑和長度由草繪圖得i 段：d1 =45mm 長度 l1 = 110mmii 段:d2-50mm 長度 l2=60mmiii 段：d3=55mm 長度 l3=43mmiv段：d4 =

21、 60mm 長度 l4=70mmv 段:d5=68mm 長度 l5=6mmvii段:d4=55mm 長度 l6=35mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l=133mm4、按彎矩復合強度校核(1)齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉矩：t=tii=509.21n-m齒輪作用力：ft=3157.89n圓周力：ft-2000t/d-2000x509.21/322.5= 3157.89n徑向力：fr-fttan200-3157.89xtan200= 1232.75n（2）因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb = 66.5mm（3）繪制軸受力簡圖（如圖a）（4）計算支承反力fha=fhb = fr/2 = 1

22、232.75/2=616.375nfva=fvb = fv2 = 3323.1/2 = 1661.5n（5）繪制彎矩圖由兩邊對稱，知截面c的彎矩也對稱。截面c在水平面彎矩（如圖b）為mhc = fhal/2=616.375x133+2000=40.99n/m截面c在豎直面上彎矩（如圖c）為:mvc=fval/2=1661.5x133-2000 = 110.49n/m（6）繪制合彎矩圖（如圖d）mc=（mhc2+ mvc 2）1/2= （40.99+110.492）1/2= 75.74n/m（7）繪制扭矩圖（如圖e）fr=1232.75n轉矩：t=t ii =509.21 n-m(8) 校核軸的

23、強度轉矩產生的扭剪可認為按脈動循環變化，取a=0.6,截面c 處的當量彎矩：mec=mc2+(at)21/2= 75.74+(0.6x509.21 )21/2=343.4nm(9) 校核危險截面c所需的直徑de= me /(0.1ab -1) 1/3= 343.4 / (0.1x55) 1 /3= 20.18mm考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%de=20.18x1.05=21.19mm<60mm結論：該軸強度足夠。主動軸的設計1選擇軸的材料確定許用應力選軸的材料為45號鋼，調質處理。查表 19-14 可知：ab=600mpa,查表 19-17 可知：ob/=55mpa2、按扭矩估算軸的

24、最小直徑單級齒輪減速器的高速軸為轉軸，輸入端與帶輪相接，從結構要求考慮，輸入端軸徑應最小，最小直徑為：圖ob)c)d)e)f)ft2f»* mhcd>a(p i / n i )1/3查表 19-16 a-115則 d>115x(4.2/384)1/3mm=25.53mm考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%即 25.52x1.05=26.8mm選取標準直徑d = 34mm3、軸的結構設計軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上 零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。(1)確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪軸的齒輪安排在箱體中央，軸 承對稱布置。兩

25、端軸承靠擋油環和端軸承蓋實現軸向定位，靠過 盈配合實現周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現軸向定位，靠過盈 配合實現周向固定，帶輪靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現軸向定 位和周向定位。(2)確定各段軸的直徑將估算軸d-34mm作為外仲端直徑小與帶輪相配(如圖)， 考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm, 裝軸承處d3應大于d2,取d3=45mm,齒輪與軸承出過渡軸徑 d4應大于d3,取d4 = 50mmo齒輪左端直徑d5與d4相同，d5 =50mm,左端軸承處軸徑d6與右端軸承處軸徑相等,d6=45mm.(4) 選擇軸承型號由2附表5-1初選深溝球軸承,代號為6204,軸承寬度b =

26、19o(5) 確定軸各段直徑和長度由草繪圖得i 段：d1 =34mm長度 l1 =80mmii 段:d2=40mm反度 l2=60mmiii 段：d3=45mm長度 l3 = 33mmiv段：d4=50mm長度 l4=10mmv 段:d5=50mm 長度 l5=10mmvii段:d4=45mm 長度 l6=33mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l=132mm4、按彎矩復合強度校核(1) 齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉矩：t=t i =98.96n-m小齒輪與大齒輪嚙合，受的力為作用力與反作用力：圓周力:ft=3157.89n徑向力：fr=1232.75n(2) 因為該軸兩軸承對稱，所以：la

27、=lb=66mm(3) 繪制軸受力簡圖(如圖a)(4)計算支承反力水平平面內以b點為支點zmb = o； -fhax132- frx66-fqx109.5=0fha=- (fc66+fqx109.5) / 132=(1232.75x66+1519.7x109.5) / 132=-1877.04nzfy=0; fha+ f葉 fhb- fq = 0fhb = fq- fha-fr= 1519.7+1877.04-1232.75= 2163.99n豎直平面內：fva=fvb = ft/2 = 3157.89/2 = 1578.945n5)繪制彎矩圖在水平面彎矩(如圖b)為mhc=fhal/2=-1

28、865.5x132/2000 = 123.1n-mmhb=- fq x109.5/1000=-1519.7x109.5/1000=-166.4nm由兩邊對稱，知截面c的彎矩也對稱。截面c在豎直面上彎矩(如圖c)為：mvc=fval/2 = 1661.5x132-2000 = 109.7nm(6) 繪制合彎矩圖(如圖d)mc = (mhc2+ mvc 2)1/2= (123.12+109.72)1/2= 164.9nmmb = (mhb2)1 / 2=-166.4 n-m(7) 繪制扭矩圖(如圖e)轉矩：t=t i =98.96nm(8) 校核軸的強度轉矩產生的扭剪可認為按脈動循環變化，取a-0

29、.6,此軸為此輪軸截面b處的當量彎矩：meb=mb2+(at)21/2=166.42+(0.6x98.96)2 1/2= 142.59nm(9) 校核危險截面b所需的直徑de= me /(0.1ob -1) 1 /3= 142.59/(0.1x55)1 1 / 331.9mm<45mm結論：該軸強度足夠。五、v帶傳動設計仁 選擇普通v帶截型由課本表158得：ka=1.2卩電=4.048kwpc = kap 電= 12x4.0478=4.86kw據 pc = 54.86kw 和 n 電=960r/min由口圖158得：選用a型v帶2、確定小帶輪基準直徑由課木表15-8,表15-4,表15-

30、6,取dd1 = 112mm3、確定大帶輪基準直徑dd2 = i 帶=2.5x112=280 mm4、驗算帶速帶速 v： v=ndd1n1/ (60x1000)=ttx1 12x960/ (60x1000)= 5.63m/s在525m/s范圍內，帶速合適5、初定中心距a00.7 (dd1+dd2) < ao < 2 (dd1+dd2)得 274.4<a0<784取 a0=530 mm6、確定帶的基準長lo=2ao+tr(dd 1 +dd2)/2+(dd2-dd 1 )2/4a0=2x530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4x530)=1689mm根

31、據課本口表15-2選取相近的ld = 1800mm7、確定實際中心距aa«ao+(ld-ldo)/2= 530+(1800-1689)/2=585.5mm8、驗算小帶輪包角a1=180°-57.3° x(dd2-dd1)/a=180°-57.3°x(280-112)/585.5=163.33°>120° (適用)9、確定帶的根數單根v帶傳遞的額定功率據dd1和n1,查課本表15-7得 p0-1.16kw旳時單根v帶的額定功率增量據帶型及i查表15-9得p0 = 0.11kw查口表15-10,得ka=0957；查表15-

32、12得kl=101z=pc/(p1+ap1)kakl=4.86/(1.16+0.11) x0.957x1.01= 3.96取z=4根10. 計算軸上壓力由課本表15/查得q=0.11kg/m，單根v帶的初拉力:f0 = 500pc/zv (2.5/ka-1) +qv2=500x4.86/5x5.63(2.5/0.957-1 )+0.11 x5.632=97.82kn則作用在軸承的壓力fqfq=2zf0sin(a1/2)=2x5x 153.55sin(163.55°/2)= 968.14n"、計算帶輪的寬度bb= (z-1) e+2f=(5-1) x15+2x10=80 mm九、鍵的校核計算(1) 主動軸外伸端d=34mm,考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵10x70 (gb/t1096-2003)b=10mm h=8mm l=70mm選擇45鋼，其許用擠壓應力ap=100 mpaop= 4ti/dhl=4x97x1000/34x8x(70-10)=23.6 mpa<ap故所選鍵聯接強度足夠。(2) 從動軸外伸端d二45mm,考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵14x100(gb/t1096-2003)b=14mm h=9mm l=100mm選擇45鋼，其許用擠壓應力op=100 m