1、機械課程設計說明書目錄第一章 設計任務 第二章 傳動裝置整體設計2.1 傳動方案確定2.2 選擇電動機2.3 傳動比分配2.4 運動參數及動力學參數計算第三章 傳動零件的設計計算3.1 V 帶傳動設計計算3.2 齒輪傳動設計計算第四章軸系零件的設計計算4.1 軸設計計算4.2 軸的結構初步設計4.3 滾動軸承設計計算4.4 聯軸器選擇與計算4.5 鍵聯接選擇與計算第五章減速器草圖設計5.1 箱體結構設計5.2 從動齒輪結構設計5.3 潤滑5.4 密封第六章 相關參數的驗證及誤差分析.6.1 傳動比的驗算及誤差分析6.2 軸長的驗算及誤差分析第七章 總結致謝 附錄第一章 設計任務 原料車間一運輸

2、冷料的帶式運輸機，由電動機經一級減速傳動裝置，該減速傳動裝置系由單級齒輪減速器配合其他傳動件組成。該帶式運輸機折合每日兩班工作制，工作期限5年。設計此傳動裝置。 參數：運輸機主動鼓輪軸輸入端轉矩/主動輪直徑運輸帶速度5003501.5 工況：工作年限工作班制52 第二章 傳動裝置整體設計2.1傳動方案確定2.1.1確定同步轉速和總傳動比考慮到電動機轉速、級數、尺寸、重量、價格及傳動裝置的 傳動比、級數、傳動尺寸和成本等諸多因素，初步確定電動機的同步轉速。由電動機的同步轉速 nD 及工作機的輸入轉速 nW確定總傳動比。2.1.2確定傳動類型和級數參考傳動機構的性能及運用范圍結構【表 2-1機械設

3、計常 用標準】；結合性能要求和工作特點；采用 V 帶傳動、圓柱 齒輪、鏈傳動相結合的三級；傳動裝置圖如下。Pm=5.5 kwnm =1440r/minT= 500NmV =1.5 m/sY132S42.2電動機的選擇 （1）工作機的輸入功率 =60×1000×=60×1000×1.5350 =81.851r/min =×/9550=（500×81.851/9550）kw=4.285kw （2）總效率 帶為V帶傳動，齒輪為7級精度（稀油潤滑），滾動軸承為角接觸球軸承，鏈傳動為滾子鏈（開式）傳動，聯軸器為彈性聯軸器。 （3）所需電動機輸出

4、功率 查機械設計課程設計得額定功率 = 5.5 kw 電動機選用 Y132S-4 滿載轉速 nm = 1440 r/min2.3傳動比分配 傳動裝置的總傳動比 取 則 2.4運動參數及動力參數計算 功率 的計算： 轉速 的計算： 轉矩 的計算： 將上述數據列表如下：軸號功率轉速轉矩I 5.03872066.823II4.888180259.336第三章 傳動零件設計計算3.1 V帶傳動設計設計條件：水平對稱布置，電機轉速， 從動輪轉速，每天工作16個小時。 設計過程所用圖、表由機械設計基礎查得。（1）計算功率 由表13-6查得，故 （2）選普通V帶型號 根據、查圖13-12選用A型V 帶選擇小

5、帶輪基準直徑 參考表13-7和圖13-12得小 帶輪基準直徑為，故 取（4）驗算帶速 在525范圍內，帶速合適。確定帶長和中心距 按公式 選 則 查表13-2，取，同時查得 實際中心距為 （6）驗算小帶輪包角 因此，包角合適。確定V帶的根數 由表13-5查得、 A型V帶 ，其中傳動比， 由表13-9得，由表13-8得，則 由表13-10得，由表13-2得，則V帶根數為 ，取根。（8）計算張緊力 由表13-1查得 （9）計算壓軸力 3.2齒輪傳動的設計計算 設計條件：7級精度、對稱布置（斜齒輪）、單向轉動、載荷平穩、 選材： 小齒輪 45鋼 調質處理 230HBS 大齒輪 45鋼 正火處理 20

6、0HBS 確定基本參數： 取小齒輪齒數 初設螺旋角 齒數比 （減速傳動） 則大齒輪齒數 設計過程中所用圖、表由機械設計基礎查得3.2.1接觸疲勞強度計算 （1）計算小齒輪轉矩 （2）確定載荷系數 由于載荷平穩，由表11-4取 已知齒輪為7級精度，調質處理，并初設，由表11-5取 對于7級精度軟齒面齒輪，由表11-9取 齒輪在軸上對稱布置，軸剛性大，軟齒面，由表11-8取， 由圖11-7取 因此，該斜齒輪圓柱齒輪傳動的載荷系數為 （3）確定彈性系數、節點區域系數、重合度系數和螺旋角系數 鋼對鋼的彈性系數查表11-6得，初設， 則由圖11-9 可查得節點區域系數，重合度系數 對斜齒輪可取， 由此可

7、得 螺旋角系數 （4）計算許用接觸應力 因為大齒輪的硬度比較低，其強度較差，故接 疲勞強度按大齒輪計算即可。 大齒輪45鋼，正火處理，200HBS，由圖11-10取， 按表11-7查得其失效概率為1%得。 大齒輪許用接觸應力為 （5）計算小齒輪分度圓直徑 （6）驗算速度 ， 與初設相符。 3.2.2 確定傳動尺寸 （1）確定模數 ，取mm （2）確定中心距 ， 中心距應圓整為整數，取 （3）確定螺旋角 (保留到秒) （4）確定齒輪分度圓直徑 （保留到小數點后三位） （5）確定齒寬 ，取 3.2.3彎曲疲勞強度驗算 （1）確定齒形系數、應力修正系數、重合度系數及螺旋角系數 小齒輪的當量齒數為，

8、大齒輪的當量齒數為。查圖11-12和圖11-13得 重合度系數因已知故 螺旋角系數 （2）計算許用彎曲應力 小齒輪45鋼，調質處理，硬度為230HBS，查 圖11-14得 因為，查圖11-15，可取尺寸系數 失效概率為1%，查圖11-7得安全系數 計算許用彎曲應力 （3）驗算彎曲疲勞強度 因此，滿足彎曲疲勞強度條件。3.2.4齒輪相關參數的計算 （1)小齒輪參數的計算 分度圓直徑； 齒頂圓直徑； 齒根圓直徑； 旋向：左旋。 （2）大齒輪參數的計算 分度圓直徑； 齒頂圓直徑； 齒根圓直徑； 旋向：右旋。參數主動輪從輪模數/mm22齒數26104齒/mm6055分度圓直徑/mm52.800211.

9、200齒頂圓直徑/mm56.800215.200齒根圓直徑/mm47.800206.200螺旋角中心距/mm132旋向左旋右旋精度等級7級第四章 軸系零件設計計算4.1軸的設計和計算4.1.1 軸I的設計和計算（受力分析見附錄1） 設計條件： 軸上齒輪分度圓直徑 對稱分布 剛性大 階梯軸 主動軸左旋 設計中用到的圖、表由機械設計基礎查得（1）選材 選用45鋼并經過調質處理，由表15-1和表15-3查得 硬度為217255HBS，軸長的估算 參照機械設計課程設計對軸長進行估算 兩軸承之間跨距為： 靠近帶輪軸承的中心到大帶輪中心的距離 軸總長： 其中，大帶輪寬度M=B=(z-1) e+2f=(4-

10、1) 15+210=65mm （3）畫軸的空間受力簡圖，如圖1 （4）作水平面內的彎矩圖,如圖2 截面C左側的彎矩為 截面C右側的彎矩為 截面A處的彎矩為 （5）作垂直面內的彎矩圖，如圖3 截面C處的彎矩為 （6）作合成彎矩圖，如圖4 截面C左側合成彎矩為 截面C右側合成彎矩為 截面A處的合成彎矩為 （7）作轉矩圖，如圖5 （8）作當量彎矩圖，如圖6 單向傳動，轉矩脈動循環，校正系數= （9）計算危險截面處的直徑 A處： C處： 因C處有鍵槽，故將直徑擴大5%，即 D處： 因D處有鍵槽，故將直徑擴大5%，即 4.1.2 軸的設計和計算（受力分析見附錄2） 設計條件： 軸上齒輪分度圓直徑 設計中

11、用到的圖、表由機械設計基礎查得 （1）選材 選用45鋼并經過調質處理，由表15-1和表15-3查得 硬度為217255HBS， （2）軸長的估算 該軸的軸承之間的長度應與軸I軸承之間的長度相同， 即 （3）畫軸的空間受力簡圖，如圖1 在數值上 （4）作水平面內的彎矩圖,如圖2 截面C左側彎矩為 截面C右側彎矩為 （5）作垂直面內的彎矩圖，如圖3 （6）作合成彎矩圖，如圖4 截面C左側合成彎矩為 截面C右側合成彎矩為 （7）作轉矩圖，如圖5 （8）作當量彎矩圖，如圖6 單向傳動，轉矩脈動循環，校正系數= （9）計算危險截面處的直徑 C處： 因C處有鍵槽，故加大5%，即 B處、D處 B處、D處也加

12、大5%，即4.2 軸的結構設計（見附錄1,2圖7） 根據3.1、3.2、4.1的計算結果對軸的結構進行初步設計。4.3 軸承的選擇和計算4.3.1 軸I兩端軸承的選擇和計算 設計條件：承受徑向軸向聯合載荷， 選用公稱接觸角為的型角接觸球軸承； 轉速軸承內徑，預期使用壽命為12000到15000h 設計中用到的圖、表由機械設計基礎查得。 （1）計算軸承1、2的軸向負荷 （2）計算軸承1、2的內部軸向力 因為 因此，軸承2被壓緊，1被放松 （3）計算軸承1、2的當量動負荷 由表17-8查得型軸承， 而 查表17-8得 （4）計算所需的徑向基本額定動負荷 因為， 故以軸承2的當量動負荷為計算依據，

13、輕微沖擊負荷，查表17-6得，工作溫度正常，查表17-5得 所以， 由機械設計常用標準查得型軸承的徑向基本額定動負荷 ，符合設計要求。4.3.2 軸兩端軸承的選擇和計算 設計條件：承受徑向軸向聯合載荷， 選用公稱接觸角為的型角接觸球軸承； 轉速軸承內徑，預期使用壽命為12000到15000h 設計中用到的圖、表由機械設計基礎查得。 （1）計算軸承1、2的軸向負荷 （2）計算軸承1、2的內部軸向力 因為， 1被壓緊，2被放松； （3）計算軸承1、2的當量動負荷 由表17-8查得型軸承， 而 查表17-8得 （4）計算所需的徑向基本額定動負荷 因為， 故以軸承1的當量動負荷為計算依據，因為輕微 沖

14、擊負荷，查表17-6得，工作溫度正常，查表17-5得 所以， 由機械設計常用標準查得型軸承的徑向基本額定動負荷 ，符合設計要求。4.4聯軸器的選擇 從動輪外伸端聯軸器的選擇 設計條件： （1）選擇類型 考慮到轉速較低，傳遞功率不太大，安裝時不易保證完全同 軸線，故選用彈性柱銷聯軸器。 （2）計算名義轉矩 由機械設計基礎查表18-1取， ，軸的徑為 （3）選擇型號 參考機械設計課程設計表6-4 選擇聯軸器型號為,GB/T5014-2003, Y型孔，A型鍵，孔長。4.5鍵的選擇及計算4.5.1 軸I外伸端鍵的選擇和計算（1）鍵的選擇 該處用鍵聯接大帶輪和軸I， 由電動機外伸端直徑及第五章軸的設計

15、，該處軸的直徑設定為， 由機械設計課程設計查表5-1，選擇A型普通平鍵 公稱尺寸b= 大帶輪寬度M=B=(z-1) e+2f=(4-1) 15+210=65mm， 帶輪與軸接觸部分軸長取為， 故鍵長為L=65-9=56mm（按L系列取值），工作長度為 材料為45鋼。（2）鍵的校核 由于輪轂材料為鑄鐵，故其強度最弱，按其擠壓應力進行校核。 該處鍵聯接有輕微沖擊， 查機械設計基礎表10-11得， 軸1轉矩 ，符合設計要求。選擇圓頭普通平鍵（A型）b=10mm、h=8mm、L=56mm：鍵A10 56 GB1096904.5.2 軸I鍵的選擇和計算 （1）鍵的選擇 該處用鍵聯接主動軸和主動齒輪， 齒

16、根圓直徑df=47.800mm ；軸徑d=45mm 查機械設計基礎表10-10 取b=14mm、h=9mm t1=3.8mm X=（df-d）/2-t1= (47.800-45)- 3.8<2mn =4mm 因此，此處應更改設計為齒輪軸。4.5.3軸 鍵的選擇和計算 （1）鍵的選擇 該處用鍵聯接從動軸和從動齒輪， 直徑為，由機械設計課程設計查表5-1，選擇A型普通平鍵 ， 大齒輪輪緣寬度b2=55mm，輪轂寬度L=（1.2-1.5）d，取65mm，配合段軸長60mm左右 故鍵長為L=60-10=50mm，工作長度為 材料選45鋼；（2）鍵的校核 齒輪輪轂材料為45鋼，按其擠壓應力進行校核

17、。 該處鍵聯接有輕微沖擊，查機械設計基礎表10-11得 ， ，符合設計要求。選擇圓頭普通平鍵（A型）b=14mm、h=9mm、L=50mm：鍵A14 50 GB1096904.5.4軸 外伸端（與聯軸器配合）處鍵的選擇和計算 （1）鍵的選擇 該處用鍵聯接從動軸和聯軸器， 直徑為，由機械設計課程設計查表5-1，選擇A型普通平鍵 軸段長58mm，故鍵長為L=58-8=50mm（按L系列取值），工作長度為 材料選45鋼；（2）鍵的校核 聯軸器的鍵不需要校核選擇圓頭普通平鍵（A型）b=10mm、h=8mm、L=50mm：鍵A10 50 GB109690 第五章減速器草圖設計5.1 箱體的結構設計機械設

18、計課程設計P34 表 6-1 減速器鑄鐵箱體的結構尺寸知1.減速箱體厚度部分 下箱座壁厚及上箱蓋壁厚均取8mm下箱座剖分面處凸緣厚度 b = 1.5d = 1.5´8mm = 12mm上箱座剖分面處凸緣厚度 b1 = 1.5d1 = 1.5´8mm = 12mm地腳螺栓底角厚度 P = 2.5d = 2.5´8mm = 20mm箱座上肋厚度 m > 0.85d = 0.85´8mm = 6.8mm 取8mm箱蓋上肋厚度 m > 0.85d1 = 0.85´8mm = 6.8mm 取8mm2.安裝地腳螺栓部分 單級圓柱減速傳動中心距

19、a £ 200mm則22地腳螺栓直徑 d= 16mm地腳螺栓通孔直徑 d= 20mm地腳螺栓沉頭座直徑 D0 = 45mm地腳螺栓凸緣尺寸（扳手空間） L1 = 25mmL2 = 22mm地腳螺栓數目 43.安裝軸承旁螺栓部分 單級圓柱齒輪傳動中心距a £ 200mm則軸承旁聯接螺栓直徑 d = 12mm軸承旁連接螺栓通孔直徑 d ' = 13.5mm軸承旁聯接螺栓沉頭座直徑 D0 = 26mm剖分面凸緣尺寸(扳手空間） C1 = 20mmC2 = 16mm4.安裝上下箱體螺栓部分 單級圓柱齒 傳動中心距 a £ 200m 則上下箱連接螺栓直徑 d2=10

20、mm2上下箱聯接螺栓通孔直徑 d ' = 11mm上下箱連接螺栓沉頭座直徑 D0 = 22mm箱緣尺寸（扳手空間） C1 = 18mmC2 = 14mm軸承蓋螺釘直徑 d3 = 8mm軸承座外徑 D21 = 120mm D22 = 125mm箱體內壁至軸承蓋端面的距離K = C1 + C2 + (5 8) = 20 +16 + (5 8) = 41 44mm取 44mm箱體內壁與軸承座端面的距離F = K + d = (44 +8)mm = 52mm軸承旁凸臺的高度 h 綜合考慮低速軸軸承蓋外徑 D2 及 M d1對扳手空間 L要求由結構確定為 70mm軸承旁凸臺的半徑 Rd>=

21、C2 = 16mm取為19mm軸承旁螺栓距離為防止螺釘及螺栓干涉，同時考慮軸承座剛度， S » D2取 S = 125mm檢查孔蓋聯接螺栓直徑d4 = 0.4df = 0.4 ´16mm= 6.4mm > =6mm取 d4 = 6mm圓錐定位銷直徑 d5 » 0.8d2 = 0.8´10mm = 8mm減速器中心高H » (1 1.12)a = (1 1.12) ´132mm =132 147.84mm適當提高到157mm大齒輪頂圓與箱內壁間距離為 D1 ³ 1.2d = 1.2 ´8mm = 9.6mm取1

22、6mm齒輪端面與箱內壁間距離為 D2 ³ d = 8mm ，取14.5mm5.2從動齒輪結構設計（附錄3見零件圖“齒輪”）主動軸為齒輪軸無需單獨設計齒輪齒頂圓直徑 da = 215.200mm查機械設計課程設計表 6-6 圓柱齒輪的結構及尺寸知應設計成鍛造輻板式齒輪d = 50mm b = 55mmD1 = 1.6d = 1.6´50 mm = 80mmL = (1.2 1.5)d ³ b取L = 65mmd0 = (2.5 4)mn = (5 8)mm(不小于8mm10mm）取為8mm D0 = 0.5(D2 +D1 ) = 0.5(190.200 + 80.0

23、00)mm = 135.100mmd0 = 15 25mm要求均布，取25mm5.3潤滑c = (0.2 0.3)b = 11 16.5mmr = 0.5c = 0.5´16.5 = 8.25mm取16.5mm5.4密封齒輪傳動采用浸油潤滑，選用 150 號齒輪油【表 6-29機械設計課程設計滾動軸承中采用脂潤滑，選用代號為ZGN69-2 滾珠軸承脂 SY1514-82 【表 6-30機械設計課程設計】。5.4.1 軸承密封 軸承伸出端采用氈圈密封形式， 結合機械設計課程設計 表 6-31 選軸為氈圈 38JB，軸氈圈42JB 軸承靠箱體內側用擋油盤密封5.4.2 箱體結合面的密封在

24、箱蓋與箱座結合面上涂密封膠或水玻璃，同時也可在箱座 結合面上開回油溝以提高密封效果。此外凸緣式軸承端蓋， 檢查孔蓋，放油螺塞處也要密封。【機械設計課程設計】 第六章 相關參數的驗證及誤差分析6.1 確定精確傳動比及其誤差分析 、 符合設計誤差的要求。6.2 軸長的誤差分析 根據最終裝配圖測量計算的軸1總長為 符合設計誤差的要求。 根據最終裝配圖測量計算的軸2總長為 符合設計誤差的要求。參考資料1機械設計基礎 陸萍 山東科學技術出版社 2010 年 1 月 2機械設計常用標準 黃珊秋 葛培珙 山東大學出版社 2010 年 1 月 3機械設計課程設計 黃珊秋 機械工業出版社 2010 年 7 月 4機械制圖 廖希亮 邵淑玲 山東科學技術出版社 2002 年 6 月附錄1 軸1受力分析及初步設計2 軸2受力分析及初步設計3 從動齒輪的設計（零件圖）第七章 總結致謝71總結本次課程設計任務是設計帶式輸送機傳動裝置即單級齒輪傳動減速器，歷時兩周。在設計過程中綜合運用了機械設計、機械制圖、工程力學、材料成型基礎和AutoCAD繪圖等知識，初步了解了機械設計的一般方法和步驟，熟悉了國家標準、規范，培養了獨立的工程設計能力，也提升了分析、解決工程實際問題的能力。具體流程：1、分析設計題目，分配傳動比，擬定整體傳動方案；2、初步設計 V帶、齒輪、軸零件和減速器箱體結構；3、根據設計的結構