设计输送传动装装置专业课程设计数据请修改.doc

机械设计基础课程设计
设计计算说明书

题 目 机械设计输送传动装置
系 别 机械和汽车工程学院
专 业 机电一体化
姓 名 朱琳
年 级 二年级
指导老师

二零一五年三月

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. 电动机选择 4
3. 确定传动装置总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置运动和动力参数 5
5. 设计V带和带轮 6
6. 齿轮设计 8
7. 滚动轴承和传动轴设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30

四 设计小结 31
五 参考资料 32

设计输送传动装置
【设计任务书】
题目：设计输送传动装置
一．总体部署简图 图1
输出轴功率P/KW
3
输出轴转速n/(r/min)
35
传动工作年限（年）
6
工作制度（班/日）
2
工作场所
车间
批量
小批
二． 总传动比误差为±5%，单向回转，
轻微冲击。
三．原始数据：
四．设计内容：
1. 电动机选择和运动参数计算； 2. 齿轮传动设计计算； 3. V带传动设计计算； 4. 轴结构尺寸设计； 5. 键选择； 6. 滚动轴承选择； 7. 装配图、零件图绘制； 8. 设计说明书编写。

【电动机选择】
1．电动机类型和结构选择 ：根据已知条件工作要求和条件，选择Y型全封闭笼型三相异步电
动机。
2．电动机容量选择：
工作机所需功率：Pw＝3kW
电动机输出功率：Pd＝Pw/η，η≈0.82，Pd＝3.66kW
电动机转速选择：nw=35r/min，V带传动比i1=2—4，单级齿轮传动比i2=3—5（查表2.3）
nd＝（i1×i2×i2）nw。电动机转速范围为630—3500r/min
3．电动机型号确定：由附录八查出符合条件电动机型号,并依据轮廓尺寸、重量、成本、传动比等
原因考虑，最终确定选定Y112M—4型号电动机，额度功率为4KW，满载转速1440r/min
【计算总传动比和分配传动比】
1．由选定电动机满载转速nm和输出轴转速nw，总传动比为i=nm/nw，得i=41.14
2．合理分配各级传动比：V带传动比i1=3，闭合齿轮传动比i2=3.5，开式齿轮传动比i3=3.92
3．运动和动力参数计算结果列于下表：
项 目
电动机轴
轴I
轴II
轴III
转速（r/min）
1440
480
137
35
功率（kW）
3.66
3.48
3.31
3.01
转矩（N·m）
24.27
69.20
230.18
821.83
传动比
3
3.5
3.92
效率
0.96
0.96
0.92
【传动件设计计算】
减速器齿轮设计：
1．按表11.8选择齿轮材料
小齿轮材料为45钢调质，硬度为220—250HBS
大齿轮材料为45钢正火，硬度为170—210HBS
2．因为是一般减速器，由表11.20选择9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3
3．按齿面接触疲惫强度设计
确定相关参数和系数：
转矩：T=69154 N·mm
查表11.10得：载荷系数K＝1.1
选小齿轮齿数Z1＝30，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.5×30=105。实际齿数比u=3.5
因单级直齿圆柱齿轮为对称部署，又为软齿面，由表11.19选择φd（齿宽系数）=1
4．许应接触应力[σH]：
由图11.23查得 σHlim1＝560MPa σHlim2＝530MPa
由表11.19查得 Sh=1。
N1＝60·n1·j·Lh＝60×480×1×（6×52×80）＝7.2×10e8
N2＝N1/i＝7.2×10e8/3.5=2.05×10e8
由表11.26查得 Zn1＝1 Zn2＝1.05
计算接触疲惫许用应力：
[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝560MPa
[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝557MPa
试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
d1≥ 76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=51.82mm
m=d1/z1=1.73mm 由表11.3取标准模数 m=2mm
5．关键尺寸计算：
分度圆直径 d1=mz1=2×30=60mm d2=mz2=2×105=210mm
齿宽 b=φdd1=1×60=60mm 取b2=60mm 则b1=b2+5=65mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=135mm
6．按齿根弯曲疲惫强度校核:
由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。
确定相关系数和参数：
齿形系数YF，查表11.12得 YF1=2.54 YF2=2.14
应力学整系数Ys，查表11.13得 Ys1=1.63 Ys2=1.88
许应弯曲应力[σF]
由图11.24查得 σFlim1=210Mpa σFlim2=190Mpa
由表11.9查得 SF=1.3
由图11.25查得 YNI=YN2=1
由式（11.16）可得
[σF]1=YNI·σFlim/SF=162Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa
故计算出
σF1=21Mpa＜ [σF]1 σF2=20Mpa＜[σF]2 齿根弯曲疲惫强度校核合格。
7． 验算齿轮圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=1.5m/s 由表11.21可知，选9级精度适宜
8． 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：
以大齿轮为例，齿轮直顶圆直径为：da2=d2+2ha=214mm，因为200＜da2＜500之间，所以
采取腹板式结构。齿轮零件工作图略。
开式齿轮设计：
1．按表11.8选择齿轮材料
小齿轮选择40Cr合金钢表面淬火，硬度为48—55HRS
大齿轮选择40Cr合金钢调质，硬度为240—260HBS
2． 由表11.20选择9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3
3．按齿面接触强度设计
确定相关参数和系数：
转矩：T=230000N·mm
查表11.10得 载荷系数K＝1.1
选小齿轮齿数Z1＝20，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.92×20=78.4，圆整数78。
实际齿数比u=3.9，误差为0.5%＜±5%
因单级直齿圆柱齿轮为不对称部署，又为硬齿面，由表11.19选择φd（齿宽系数）=0.5
4．许应接触应力[σH]：
由图11.23查得 σHlim1＝800MPa σHlim2＝720MPa
由表11.19查得 Sh=1.1
N1＝60·n1·j·Lh＝60×137×1×（6×52×80）＝2.05×10e8
N2＝N1/i＝2.05×10e8/3.9=5.26×10e7
由表11.26查得 Zn1＝1.11 Zn2＝1.25
计算接触疲惫许用应力：
[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝807MPa
[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝818MPa
试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
d1≥ 76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=75.82mm
m=d1/z1=3.791mm 由表11.3取标准模数 m=4mm
5．关键尺寸计算：
分度圆直径 d1=mz1=4×20=80mm d2=mz2=4×78=312mm
齿宽 b=φdd1=0.5×80=40mm 取b2=40mm 则b1=b2+5=45mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=196mm
6．按齿根弯曲疲惫强度校核:
由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。
确定相关系数和参数：
齿形系数YF，查表11.12得 YF1=2.81 YF2=2.25
应力学整系数Ys，查表11.13得 Ys1=1.56 Ys2=1.77
许应弯曲应力[σF]
由图11.24查得 σFlim1=720Mpa σFlim2=250Mpa
由表11.9查得 SF=1.5
由图11.25查得 YNI=YN2=1
由式（11.16）可得
[σF]1=YNI·σFlim/SF=480Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=167MPa
故计算出
σF1=173Mpa＜ [σF]1 σF2=157Mpa＜[σF]2 齿根弯曲疲惫强度校核合格。
7．验算齿轮圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=0.57m/s 由表11.21可知，选9级精度适宜
8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：
以大齿轮为例，齿轮直顶圆直径为：da2=d2+2ha=320mm，因为200＜da2＜500之间，所以
采取腹板式结构。齿轮零件工作图略。
【V带传动设计】
1．确定功率Pc：
查表9.21得 Ka（工作情况系数）=1.1 Pc=Ka٠p=4.4KW。
2． 选择一般V带型号：
依据Pa=4.4Kw，n1=1440r/min，由图9.13选择A型一般V带。
3． 确定带轮基准直径：
依据表9.6和图9.13选择：dd1=100mm＞dmin=90mm
大带轮基准直径为 dd2=(n1/n2)dd1=270mm，按表9.3选择标准直值dd2=265mm
实际n2转速489.8r/min，误差相对率2%，总误差＜±5%许可。
4． 验算带速V：
V=π·d1·n1/（60×1000）=6.78m/s，带速在5-25m/s范围内。
5．确定带基准长度Ld和实际中心距a：
初定中心距a0=1200mm，则Ld0：Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4a0=2963.38mm
查表9.4取基准长度Ld=2800mm
实际中心距a为a≈a0+(ld-Ld0）/2=1118.31mm
中心距变动范围为
amin=a-0.015Ld=1076mm amax=a+0.03Ld=1202mm
6． 验算小带轮包角：
a1=180º-57.3º（dd2-dd1）/a=171º＞120º,合格。
7． 确定V带根数z：
确定相关系数和参数
依据dd1=90mm，n=1440r/min，查表9.9，得P0=1.07Kw
由表9.18查得Ka=0.001275
依据传动比i=2.94，查表9.19得Ki=1.1373，则△P0=Kb·n·(1-1/Ki)=0.18Kw
由表9.4查得带长度修正系数KL=1.11，由图9.12查得包角系数Ka=0.98
得z≥Pc/(P0+△P0)KaKL=3.24，圆整得z=4
8． 求单根V带初拉力：
由表9.6查得A型一般V带每米长质量q=0.10Kg/m
得F0=（500Pc/ZV）·（2.5/Ka-1)+qv²=46.78N.
9．计算带轮轴上所受压力Fσ=2·F0·z·sin(a1/2)=373.08N
10．带轮结构设计略
11．设计结果：
选择4根A—2800 GB/T 13575.1—92 V带，中心距a=1118mm，小带轮直径90mm，大带
轮直径265mm，轴上压力Fσ=373.08N
【轴设计计算】
Ⅰ轴设计
1． 选择轴材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传输功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢并经调质
处理。由表16.1查得强度极限σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得 C=118—107
得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.48/480=20.7—22.8mm。
考虑到轴最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为21.32—
23.94mm，由设计手册取标准直径d=24mm
3． 轴结构设计草图:

Ⅰ轴结构草图
Ⅱ轴设计：
1．选择轴材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传输功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢并经调质
处理。由表16.1查得强度极限σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得 C=118—107
得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.31/137=30.9—34.1mm。
考虑到轴最小直径处要安装齿轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为31.83—
35.81mm，由设计手册取标准直径d=34mm
3．轴结构设计草图:

Ⅱ轴结构草图
Ⅲ轴设计：
1．选择轴材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传输功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢并经调质
处理。由表16.1查得强度极限σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得 C=118—107
得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.01/35=47.29—52.16mm。
由设计手册取标准直径d=50mm
3．轴结构设计草图略
【键连接选择】
均选择A型平键。
代号
轴径/mm
键宽/mm
键高/mm
键长/mm
Ⅰ轴Ⅰ键
24
8
7
50
Ⅰ轴Ⅱ键
34
10
8
56
Ⅱ轴Ⅰ键
34
10
8
36
Ⅱ轴Ⅱ键
45
14
9
50
【滚动轴承选择及计算】
I轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6206型 d=30mm D=62mm B=16mm
2．公差等级选择：选一般级PO轴承。

II轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6208型 d=40mm D=80mm B=18mm
2．公差等级选择：选一般级PO轴承。
【箱体结构尺寸计算】
1．类型选择：选择一级铸铁圆柱齿轮减速器。
2．箱体关键结构尺寸：（mm）
名 称
箱座壁厚δ
箱盖壁厚δ1
箱盖凸缘厚度b1
尺 寸/mm
8
8
12
箱座凸缘厚度b
箱底凸缘厚度b2
地脚螺钉直径df
地脚螺钉数目n
轴承旁连接螺栓直径d1
12
20
16
4
12
盖和座连接螺栓直径d2
连接螺栓d2间距l
轴承端盖螺钉直径d3
检验孔盖螺钉直径d4
定位销直径d
10
150
8
6
8
df、d1、d2至外箱壁直径C1
df、d2至凸缘边缘距离C2
轴承旁凸台半径R1
凸台高度h
外箱壁至轴承座端盖距离l1
16
14
16
40
40
齿顶圆和内箱避间距离△1
齿轮端面和内箱避间距离△2
箱盖、箱座肋厚m1、m2
轴承端盖外径D2
轴承旁连接螺栓距离S
12
12
6.8、6.8
102
125
【减速器附件选择】
通气器：因为在室内使用，选通气器（一次过滤），采取M18×1.5
油面指示器：选择游标尺M16
起吊装置：采取箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞：选择外六角油塞及垫片M16×1.5
【润滑和密封】
一、齿轮润滑：采取浸油润滑，因为低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、滚动轴承润滑：因为轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油选择：齿轮和轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选择L-AN15润滑油。
四、密封方法选择：选择凸缘式端盖易于调整，采取闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位轴承外径决定。

附录：

装配图：

零件工作图
1.图6-2为轴工作图示例，为了使图上表示内容层次分明，便于识别和查找，对于不一样内容应分别划区标注，比如在轴主视图下方集中标注轴向尺寸和代表基准符号。

2. 齿轮轴向尺寸标注比较简单，对于小齿轮只有齿宽b和轮毂长度l两个尺寸．前者为自由尺寸，后者为轴系组件装配尺寸链中一环。当齿轮尺寸较大时，为了减轻重量可采取盘形辐板结构．如辐板用车削方法形成时，则标注凹部深度，方便于加工时测量。对于用锻、铸方法形成辐板，则宜直接标注辐板厚度。对于轮缘厚度、辐板厚度、轮毂及辐板开孔等尺寸，为便于测量，均应进行圆整．
　　为了确保齿轮加工精度和相关参数测量，标注尺寸时要考虑到基准面，并要求基准面尺寸和形位公差．齿轮轴孔和端面既是工艺基准也是测量和安装基准。为了确保安装质量和切齿精度，对端面和孔中心线垂直度和端面跳动度均应有要求。齿轮齿顶圆作为测量基按时有两种情况：一是加工时用齿顶圆定位或找正，此时要控制齿顶圆径向跳动；另一个情况是用齿顶圆定位检验齿厚或基节尺寸公差，此时要控制齿顶圆公差和径向跳动。图6-3为直齿轮零件工作图，图6-4为斜齿轮零件工作图，供学习参考。图6-5为锥齿轮零件工作图，供学习参考。图6-6为蜗轮零件工作图，供学习参考。图6-7为皮带轮零件工作图，供学习参考。

设计小结
因为时间比较紧迫，所以这次设计存在很多缺点，比如低速轴承使用寿命过长，制图不够正确等缺点。但我认为能做类似课程设计是十分有意义，而且是十分必需。平时我们在课堂上掌握仅仅是专业基础课理论面，怎样去锻炼我们实践面？怎样把我们所学到专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似大作业就为我们提供了良好实践平台。当到自己动手时候，才会常常发觉原来自己还有很多知识点没吃透，而课程设计让我们把学过东西利用到实际中去，能学懂学透，这才算是真正学到了东西。这次设计存在很多不完善地方，假如在以后需要设计类似机械，我相信，我能设计出结构更紧凑，传动更稳定正确设备。

这次相关带式运输机上两级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计是我们真正理论联络实际、深入了解设计概念和设计过程实践考验，对于提升我们机械设计综合素质大有用处。经过两个星期设计实践，使我对机械设计有了更多了解和认识.为我们以后工作打下了坚实基础.
　　机械设计是机械工业基础,是一门综合性相当强技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《交换性和技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。
这次课程设计,对于培养我们理论联络实际设计思想、训练综合利用机械设计和相关先修课程理论,结合生产实际反应和处理工程实际问题能力，巩固、加深和扩展相关机械设计方面知识等方面相关键作用。
此次设计得到了指导老师细心帮助和支持。衷心感谢老师指导和帮助。