机械设计优秀课程设计模版.docx

东 莞 理 工 学 院

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目：带式输送机传动装置设计和计算
学生姓名：
学 号：
系 别： 机械工程学院
专业班级：
指导老师：
起止日期：11月2日至1月7日

机械设计课程设计任务书
一 设计题目(一)
带式输送机传动装置设计和计算
二、传动部署方案
带式输送机传动装置以下图
所表示,为一级带传动,两级斜齿圆柱齿
轮传动。
三、传动装置工作条件
已知带式输送机驱动滚筒
圆周力(牵引力) F 、带速V、卷
筒直径D，输送机在常温下连续
单向工作, 载荷较平稳, 工作寿
命8年，每十二个月300个工作日，每日工作8小时。
四、原始数据
学 号
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
F(kN)
2.5
2.8
2.1
3
1.9
2.3
2.5
2.7
2
2.8
2.2
2.1
V(m/s)
1.45
1.45
1.7
1.95
1.7
1.45
1.7
1.7
1.45
1.95
1.95
1.45
D(mm)
340
280
320
380
300
380
300
300
280
380
320
320
学 号
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
F(kN)
3
2.3
2.7
2.4
3
2.5
2.1
2.2
2.3
2.8
2.6
2
V(m/s)
1.7
1.7
1.45
1.45
1.7
1.45
1.45
1.45
1.7
1.7
1.95
1.7
D(mm)
340
340
320
300
280
380
380
360
380
300
340
380
学 号
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
F(kN)
2.9
1.9
2
2.9
2
1.9
2.2
2.3
2.5
2.9
2.2
2.4
V(m/s)
1.45
1.45
1.7
1.7
1.95
1.95
1.7
1.95
1.95
1.95
1.7
1.7
D(mm)
320
360
320
380
300
300
300
360
300
320
380
300
学 号
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
F(kN)
2.7
2.4
2.3
2.7
2.3
2.5
2.4
2.7
2.2
2.0
2.2
2.4
V(m/s)
1.95
1.95
1.95
1.95
1.45
1.45
1.7
1.95
1.7
1.45
1.7
1.7
D(mm)
360
320
300
280
340
280
320
380
300
380
300
300
学 号
49
50
51
52
53
54
55
56
57
58
59
60
F(kN)
2.35
1.85
2.75
2.25
2.85
2.65
2.35
2.55
2.75
2.15
2.1
2.65
V(m/s)
1.8
1.7
1.4
1.9
1.4
1.3
1.6
1.5
1.3
1.65
1.35
1.45
D(mm)
350
340
300
320
300
290
300
360
270
310
260
280
五、设计要求
1.按百分比绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图一张（A0或A1）
2.按百分比绘制零件图两张
3.编写设计计算书一份
说明：①要求在设计计算中加强计算机应用，最少采取计算机辅助绘图完成一张图纸。
②学生按表中学号对应数据进行设计。

目 录
1.传动装置总体设计……………………………………………………………………………1
1.1 选择电动机 ………………………………………………………………………1
1.2 传动装置传动比 ………………………………………………………………2
1.3 传动装置运动和动力参数计算 ……………………………………………2
1.4 带传动设计 ………………………………………………………………………4
2. 减速器内部传动设计 …………………………………………………………………6
2.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计 ………………………………6
2.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计………………………………12
3. 减速器外部传动设计…………………………………………………………………18
4. 轴设计…………………………………………………………………………………19
4.1 I轴设计…………………………………………………………………………19
4.2 II轴设计 ………………………………………………………………………29
4.3 III轴设计………………………………………………………………………39
5. 减速器附件选择 …………………………………………………………………48
6. 润滑和密封 ……………………………………………………………………………50
设计小结 ……………………………………………………………………………………52
参考文件 ……………………………………………………………………………………53

设计计算及说明
结果

1. 传动装置总体设计
1.1 选择电动机
1.1.1.选择电动机类型
按工作要求和工作条件选择Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。
1.1.2.确定电动机所需功率Pw 按下试计算

式中Fw= 2700 N V= 1.95 m/s 工作装置效率考虑胶带卷筒器及其轴承效率取 =0.96
代入上式得
=5.4844 KW
电动机输出功率功率 P按下式
P=
从电动机到工作机输送带之间总效率为
=
据《机械设计课程设计》表12-8 =0.95，=0.97，=0.99（8级精度通常齿轮传动），=0.96，则有：=0.8326

所以电动机所需工作功率为：
P==6.587 KW
1.1.3 确定电动机转速
按推荐两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~5和带传动比i=2~4。则系统传动比范围为（2~4）*（3~5）*(3~5)=18~100

工作机卷筒转速为
n===133.00 r/min

所以电动机转速可选范围为
ni=（18~100）133.00
=2394~13300 r/min
据《机械设计课程设计》表19-1可选择 Y132S2-2型三相异步交流电动机，其关键参数如表1.1所表示
表1.1 Y132S2-2型电动机关键参数
电机型号
额定功率/KW
同时转速/
满载转速/

Y132S2-2
7.5
3000
2900
2.0
2.3

1.2 传动装置传动比
1）传动装置总传动比 i=
2）分配到各级传动比 因为i=已知带传动比合理范围为2~4。故取i。分配减速器传动比，因为i=i其中i为齿轮高速级传动比，i为齿轮低速级传动比。i=（1.3~1.5）i
2.79
故可先取i = 2.79 则i= 3.9

1.3 传动装置运动和动力参数计算
转速：n= 2900
输入功率：P=P= 6.587 kw
输出转矩：T=9.55=9.55=21692

1轴：
转速：n=
输入功率：P=P
输入转矩：T= 9.55=41216
2轴：
转速：n=
输入功率：P=P
=6.01kw
输入转矩：T= 9.55=154374

3轴：
转速：n
输入功率：P

输入转矩：T9.55=413504

4轴（卷筒轴）：
转速：n
输入功率：P=P =5.770.990.96=5.484kw

输入转矩：T9.55393007

表4.1 各轴运动和动力参数
轴 号
功率（KW）
转矩（N）
转速（）
电机轴
6.587
21692
2900
1轴
6.258
41216
1450
2轴
6.01
154374
371.795
3轴
5.77
413504
133.26
卷筒轴
5.484
393007
133.26

1.4 带传动设计
1.4.1 确定计算功率P
据《机械设计》表8-8查得工作情况系数K= 1 。故有：
P=KP =6.587kw
1.4.2 选择V带带型
据P和n有《机械设计》图8-11选择A带。
1.4.3 确定带轮基准直径d并验算带速
（1）初选小带轮基准直径d由《机械设计》表8-7和8-9，
取小带轮直径d=80mm
（2）验算带速v，有：
v=

因为 v 在5~30之间，故带速适宜。
（3）计算大带轮基准直径d
d
1.4.4 确定V带中心距a和基准长度L
(1)据《机械设计》式8-20初定中心距a=324
(2)计算带所需基准长度
L2a+

由《机械设计》表8-2选带基准长度L=1100mm.
（3）计算实际中心距
a

1.4.5 验算小带轮上包角

1.4.6 计算带根数z
（1）计算单根V带额定功率P
由d和n查《机械设计》表8-4a得 P=1.64kw
据n= 2900，i=2和A型带，查《机械设计》8-5得 P=0.34kw
分别查《机械设计》表8-6得K=0.98 、K= 0.91 ，于是：
P=(P+P)KK
=(1.64+0.34) 0.910.98
=1.766kw
（2）计算V带根数z
z===3.73
故取 4 根。
1.4.7 计算单根V带初拉力最小值（F）
由《机械设计》表8-3得A型带单位长质量q= 0.105 。所以

（F）=500
=
=120.627N
应使实际拉力F大于（F）
1.4.8 计算压轴力F
压轴力最小值为：
（F）=2（F）sin
=24120.627
=959.032N

2. 减速器内部传动设计
2.1高速级齿轮传动设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数
1）按要求传动方案，选择圆柱斜齿轮传动；
2）运输机为通常工作机器，速度不高，故用8级精度；
3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS；
4）选小齿轮齿数为Z= 23，大齿轮齿数Z可由Z=i 得
Z= 89.7 取90
5）初选螺旋角=14。
2.按齿面接触疲惫强度设计
按公式：
d
（1）确定公式中各数值
1）试选K=1.3。
2）由《机械设计》图10-20选择区域系数Z=2.433
3）由《机械设计》式（10-21）计算接触疲惫强度用重合度系数Z

=23.575

=1.643
4）由《机械设计》表10-7选择齿宽系数=1。
=
=123tan14/3.14
=1.7925

=0.684
5）由《机械设计》表10-5查材料弹性影响系数Z=189.8MP
6）由《机械设计》图10-25d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限=600MP；大齿轮接触疲惫强度极限=550MP。
由《机械设计》式（10-23）可得螺旋角系数Z
7）由《机械设计》式（10-15）计算应力循环次数
109
1./90=4.2688108
由《机械设计》图10-23查取接触疲惫寿命系数
K= 0.92 ； K= 0.94 。
8）计算接触疲惫许用应力。
取失效概率为1，安全系数S=1，有
[]==
[]==
取[]和[]中较小者作为该齿轮副接触疲惫许用应力
即 [] = [] =517MPa
(2) 计算
1）计算小齿轮分度圆直径d，由计算公式可得：

= 36.525mm
2)计算圆周速度。
v==

3）计算齿宽b及模数。
b==136.525=36.525mm
4）计算实际载荷系数K。
已知使用系数K=1，据v= 2.773 ，8级精度。小齿轮是相对支承非对称部署，由《机械设计》图10-8、表10-4得K= 1.14 ，K=1.449 （插值法）。
齿轮圆周力=2 41216/0.36525=2256.865N
61.79N/mm
查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4
故载荷系数：
K=KKKK
=1.14 1.0 1.4 1.449
=2.3126
5)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径：
d=d=36.525
6）计算模数m
m==44.256cos14。/23=1.867mm
3.按齿根弯曲疲惫强度设计
按公式：
m
（1）确定计算参数
1）选择载荷系数。
=1.3
2）由《机械设计》式（10-18），可得计算弯曲疲惫强度重合度系数

/cos2=1.643/0.948=1.733

由式（10-19），可得计算弯曲疲惫强度螺旋角系数Y
Y=1-/120°=1-1.64314°/120°=0.808
3）计算当量齿数。
Z==23/=25.178
Z=90/=98.52
4）查取齿形系数
由《机械设计》表10-17查得Y=2.63 ，Y=2.19
5）查取应力校正系数
由《机械设计》表10-18查得Y=159 ，Y=1.8
6）由《机械设计》图10-24c查得小齿轮弯曲疲惫强度极=500MP，大齿轮弯曲疲惫强度极限=380MP
7）由《机械设计》图10-22取弯曲疲惫寿命系数K= 0.9 ，K= 0.92
8）计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，则有：
[]==
[]==
9）计算大、小齿轮 ，并加以比较
=
=
因为 小 齿轮大于 大 齿轮，所以取=0.0238

（2）计算齿轮模数
m

4.调整齿轮模数
（1）计算实际载荷系数前数据准备
1)圆周速度v
=1.35823/cos14°=32.19mm
v==2.444m/s
b==32.19mm
2）齿高h及宽高比 b/h
2.251.358=3.0555
b/h=10.535mm
3)计算实际载荷系数K
据v= 2.444 ，8级精度。由《机械设计》图10-8、表10-4得K= 1.11 ，K=1.447 （插值法）。
齿轮圆周力=241216/0.3219=2560.7953N
79.5525N/mm
查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4
结合b/h= 10.535 ，查图10-13，得K=1.35
载荷系数K=KKKK=1.111.01.41.35=2.0979

由式（10-13）可得按实际载荷系数算得齿轮模数

对比计算结果，从标准中取
= 2mm = d1cosβ22 =87

5.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=

圆整为112mm
（2）按圆整后中心距修正螺旋角
=arccos
=arccos
=13.29°
（3）计算大，小齿轮分度圆直径
d
d
（4）计算齿轮宽度
b=
圆整后取b= 52mm ，b=46mm
6 .关键设计结论
齿数=22 ，= 87，模数= 2 ，压力角，螺旋角=13.29°
变位系数 ，中心距a= 112mm ，齿宽b=52mm ，b=46mm
小齿轮选择40Cr（调质），大齿轮选择45钢（调质），齿轮按8级精度设计

2.2 低速级齿轮传动设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
1）按选定齿轮传动方案，选择圆柱斜齿轮；
2）选择8级精度；
3）材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS二者硬度差为40HBS；
4）初选小齿轮齿数为Z=23 ，大齿轮Z=65
5）初选螺旋角。
2.按齿面接触疲惫强度设计
按公式：
d
（1）确定公式中各数值
1）试选K=1.3。
2）由《机械设计》图10-20选择区域系数Z=2.433
3）由《机械设计》式（10-21）计算接触疲惫强度用重合度系数Z

=arcos[23cos20.562°/(23+21cos14°)]
=30.295°

=arcos[65cos20.562/(65+21cos14°)]
=24.612°

=[23(tan30.295°-tan20.562°)+65(tan24.612°-tan20.562°)]/2π
=1.624

4）由《机械设计》表10-7选择齿宽系数=1。
=
=123tan14°/π
=1.825

=
=0.687
5）《机械设计》表10-6查得材料弹性影响系数Z=189.8MP
6）由《机械设计》图10-25d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限=600MP；大齿轮接触疲惫强度极限=550MP。
由《机械设计》式（10-23）可得螺旋角系数Z
7）由《机械设计》式（10-15）计算应力循环次数
108
1.
由《机械设计》图10-23查取接触疲惫寿命系数
K= 0.9 ； K= 0.92 。

9）计算接触疲惫许用应力
取失效概率为1%。安全系数S=1，有
[]==MPa

[]==MPa

取[]和[]中较小者作为该齿轮副接触疲惫许用应力
即 [] = [] =506MPa
(2) 计算
1）计算小齿轮分度圆直径d，由计算公式可得：
d

2)计算圆周速度。
v==

3）计算齿宽b及模数。
b== 59.18mm
4）计算实际载荷系数K。
已知使用系数K=1，据v= 1.152 ，8级精度。小齿轮是相对支承非对称部署，由《机械设计》图10-8、表10-4得K= 1.08 ，K= 1.456 （插值法）。
齿轮圆周力=5217.10N
88.156N/mm
查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4
故载荷系数：
K=KKKK
=1.081.01.41.456
=2.2
5)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径：
d=d=59.181.19168=70.524
6）计算模数m
m==70.524cos14°/23=2.975mm
3.按齿根弯曲疲惫强度设计
按公式：
m
（1）确定计算参数
1）选择载荷系数。
=1.3
2）由《机械设计》式（10-18），可得计算弯曲疲惫强度重合度系数

由式（10-19），可得计算弯曲疲惫强度螺旋角系数Y

=1-1.82514°/120°
=0.787
3）计算当量齿数。
Z==
Z=
4）查取齿形系数
由《机械设计》图10-17查得Y= 2.65 ，Y=2.25
5）查取应力校正系数
由《机械设计》图10-18查得Y= 1.59 ，Y=1.76
6）由《机械设计》图10-24c查得小齿轮弯曲疲惫强度极=500MP，大齿轮弯曲疲惫强度极限=380MP
7）由《机械设计》图10-22取弯曲疲惫寿命系数K=0.88 ，K=0.9
8）计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，则有：
[]==
[]==
9）计算大、小齿轮 ，并加以比较
=
=
因为 大 齿轮大于 小 齿轮，所以取=0.0162

（2）计算齿轮模数
m
=
=1.838mm
4.调整齿轮模数
（1）计算实际载荷系数前数据准备
1)圆周速度v
=1.83823/cos14°=43.568mm
v==
b==43.568mm

2）齿高h及宽高比 b/h
2.251.838=4.135mm
b/h=10.568mm
3)计算实际载荷系数K
据v= 0.848 ，8级精度。由《机械设计》图10-8、表10-4得K= 1.05 ，K= 1.451 （插值法）。
齿轮圆周力=2154374/43.592=7082N
162.5N/mm
查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4
结合b/h=10.535mm ，查图10-13，得K=1.35
载荷系数K=KKKK
=1.051.01.41.35
=1.9845
由式（10-13）可得按实际载荷系数算得齿轮模数

对比计算结果，从标准中取
=2.5 = 26 =i2=73

5.几何尺寸计算
（1）计算中心距

圆整为128mm
（2）按圆整后中心距修正螺旋角
=arccos
=arccos
=14.8°
（3）计算大，小齿轮分度圆直径

（4）计算齿轮宽度
b=
圆整后取b= 74mm ，b=68mm
6 .关键设计结论
齿数= 26 ，= 73 ，模数= 2.5 ，压力角，螺旋角=14.8°
变位系数 ，中心距a=128mm ，齿宽b=74mm ，b=68mm
小齿轮选择40Cr（调质），大齿轮选择45钢（调质），齿轮按8级精度设计

误差分析(误差应该在)
23.92.79=21.762

符合工程要求

3. 减速器箱体结构尺寸计算
箱座壁厚mm
取=8mm
箱盖壁厚6.4mm
取=6mm
箱座凸缘厚度b=1.5=12mm
箱盖凸缘厚度=1.5=9mm
箱座底凸缘厚度=2.5=20mm
地脚螺栓直径=16mm
取=20mm
地脚螺栓数目：因a=112mm ，故n=4
轴承旁联接螺栓直径
取=16mm
箱盖和箱座联接螺栓直径20
取=12mm
两侧箱体内壁间距：l=（150~200）mm，取l=150mm
轴承端盖螺栓直径8mm
取=8mm
视孔盖螺钉直径6mm
取=8mm
定位销直径d==9.6mm
取d=10mm
、、到外箱壁距离：=22mm, =20mm, =26mm
、到凸缘边缘距离：=20mm =24mm
轴承旁凸台半径： 20mm
凸台高度h=10mm
外箱壁至轴承座断面距离=47mm
大齿轮顶圆（蜗轮外圆）和内机壁距离
取12mm
齿轮端面和内机壁距离取=10mm
箱盖、箱座肋厚：5.1mm
6.8mm
4. 轴设计
4.1 Ⅰ轴设计
4.1.1轴上功率P1、转速N1和转矩T1计算
在前面设计中得到：
1轴：
转速：n=
输入功率：P=P
输入转矩：T= 9.55=41216
4.1.2求作用在齿轮上力
因在前面设计中得到高速级小齿轮分度圆直径为：
所以F==
F=F=
F=Ftan=1823.31tan13.29°=430.68N
压轴力959.032N
4.1.3初步确定轴最小直径
初步估算轴最小直径。选择材料为45钢，调制处理。有《机械设计》中表15-3，取A= 120 ，于是就有
d=A
因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大5%-7%故
d= d=20.91mm
又因为带型号为A型，带根数z=4 ，大带轮基准直径D=160mm
故轴最小直径d=28mm
4.1.4 轴结构设计
确定轴上零件装配方案（依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度）
1.各段轴直径确实定如表
位置
直径(mm)
理由

28
由前面算得带轮孔径

32
为满足带轮轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， 2，故取=32

35
依据 =32 选择7207AC角接触球轴承其尺寸为
357217

38

左端滚动轴承采取轴肩进行轴向定位由[2]上得轴承定位轴肩高度h= 1.5 ，所以取=38

44
取安装齿轮处轴段直径44

38
齿轮右端采取轴肩定位，取h= 3 ，则轴环处直径 38 。

35
见段理由。

2.各轴段长度确实定如表
位置
长度（mm）
理由

52
安装大带轮轮毂宽度取，则可取该轴段长度

83
该段轴长度应考虑轴承端盖上螺钉装拆空间要求。轴承端盖上螺钉, 可结合图5-17和表14-8[1]来选择：螺栓GB/T 5781 M8×25，轴承端盖凸缘厚度取10mm,调整垫圈厚度取2mm,轴承座孔加工凸台高度取5mm，预留轴承端盖外端面和大带轮端面间距离35mm, 于是，确定第二段轴长度：

17
可取轴承宽度B，即：
mm

90

52
mm

10
mm

29
确实定应考虑轴承宽度、挡油盘安装尺寸及倒角尺寸，取挡油盘为2mm薄板冲压结构，倒角取2×45°，可取

高速轴装配方案以下图所表示，

4.1.5求轴上载荷
首先依据轴结构图（上图）做出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，应从手册中查取a值。对于7207AC 角接触球轴承，因为手册中查得a= 21mm。
所以，确定简支梁轴支撑跨距=131mm 、= 112mm 、=34mm
依据轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图
LAB=L1 =131mm LBC=L2= 112mm LCD=L3=34mm
（1）计算小齿轮轮齿作用力: F==
F=F=
F=Ftan=1823.31tan13.29°=430.68N
压轴力959.032N

（2）H面载荷分析
建立力系平衡条件：

求解上述方程，可得：
N
N

可计算出C截面弯矩 N·mm

（3）V面载荷分析
集中力偶N·mm
建立力系平衡条件：

求解上述方程，可得：
N
N

可计算出：

C左截面弯矩 N·mm
C右截面弯矩 N·mm
在带传动压轴力作用下I轴载荷分析
N（方向未定）
建立力系平衡条件：

求解上述方程，可得：
N
N
可计算出弯矩：
N·mm
N·mm
（5）合成弯矩计算
因为带传动压轴力方向未定，计算合成弯矩时，假设作用下轴弯矩方向和H面弯矩及V面弯矩协力矩方向相同。
可计算以下截面合成弯矩：
B截面合成弯矩： N·mm
C截面左侧合成弯矩：
N·mm
N·mm

（6）转矩计算
取折合系数，则可计算：
N·mm
可绘制转矩图，图5-3所表示。
（7）计算弯矩计算
可计算以下截面计算弯矩：
N·mm
N·mm
N·mm

高速轴受力分析 高速轴上载荷分布

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
N
N

N
N

弯矩M
N·mm
N·mm
N·mm

总弯矩
N·mm
扭矩T
N·mm

4.1.6 按弯扭合成应力校核轴强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即危险截面）强度。依据[2]式（15-5）、表15-4及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6， 轴计算应力

前已选定轴材料为45 ，调质处理，由[2]表15-1查得[]=60 MPa。所以,故安全。
4.1.7键连接强度计算
依据设计要求确定键关键尺寸
轴直径d= 28mm ，键宽b键高h 8×7mm ，键长L= 50mm ，
工作长度=L-b=42mm

前已选定轴材料为钢，载荷性质为轻微冲击，由[2]表62查得=100~120 MPa。所以,故安全
4.1.8轴承寿命计算
查[1]表15-4可知7207AC 类轴承基础额定动载荷29KN
查[2]表13-4可知温度系数
N

依据[2]中表13-6载荷系数、表13-7可知接触时派生轴向力
0.68434.49=295.45 N 0.681517.96=1032.21N
295.45+430.68 =726.13N
经过比较可得轴承 Ⅱ 被压紧, 轴承Ⅰ 被放松
=295.45N 295.45+430.68 =726.13N
求轴承当量动载荷和
因为=e ，