机械课程设计说明书q课程名称: 机械设计 题目名称： 机械厂装配车间输送带传动装置设计学 院: 徐海学院 专业班级： 机自１0—5班 学 号： 2210１３93 姓 名： 陆明皓 目 录机械设计任务书机械课程设计任务书 ························································································1机械课程设计第一阶段1．１、确定传动方案·····························································································21．2、电动机选择 ·······························································································3１.3、传动件的设计 ····························································································5机械课程设计第二阶段２。
1装配草图设计第一阶段说明·········································································172．２轴的设计及校核·························································································172.3滚动轴承的选择·························································································212.4键和联轴器的选择······················································································２2机械课程设计第三阶段３.1、减速器箱体及附件的设计·········································································２33.2、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择·························································24机械课程设计小结4．１、机械课程设计小结 ·················································································25附1：参考文献24 / 27机械课程设计任务书一、课程设计的内容题目Ｄ10。
机械厂装配车间输送带传动装置设计设计一带式运输机传动装置（见 图１).图2为参考传动方案.图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据１、设计条件： 1）机器功用 由输送带传送机器的零部件； 2）工作情况 单向运输、轻度振动、环境温度不超过３５℃; 3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5％； 4)使用寿命 1０年，每年３5０天,每天16小时; 5)检修周期 一年小修;两年大修； 6)生产批量 单件小批量生产; 7)生产厂型 中型机械厂 ２、设计任务 １）设计内容 １、电动机选型；2、带传动设计;3、减速器设计；4、联轴器选型设计；5、其他. ２）设计工作量 １、传动系统安装图1张;２、减速器装配图1张;3、零件图２张；4、设计计算说明书一份. 3、原始数据 主动滚筒扭矩（N·m) ：１400 主动滚筒速度(m/s） ：08 主动滚筒直径（mm） :３80设计计算及说明结 果一、机械课程设计第一阶段1。
1 确定传动方案（1)、传动方案：方案：电动机直接通过带传动接在两级圆柱齿轮减速器上,该方案的优点是圆柱齿轮的设计、加工制造容易，采用卧式两级圆柱齿轮减速器.（２）、减速器内部工作方式:展开式斜齿啮合和直齿啮合.(３）、减速器的总传动比为３6.30,其中带传动为2,高速级为4.86,低速级为３．７4.(4)、部分面形式:水平剖分面形式5）、轴承类型：圆锥滚子轴承和深沟球轴承6）、联轴器类型： ＨＬ和TＬ系列（7)、传动方案简图如下：1.2电动机的选择1、电动机的输出功率的计算已知工作机的扭矩Ｔ和卷筒转速,则工作机输入功率:上式中:工作机的扭矩T=1４00 N·m，卷筒转速：=4022ｒ/ｍiｎ１． V带传动效率: η１ ＝ 0.96２． 4对深沟球轴承传动效率： η２4 ＝0９94３． 2对8级圆柱齿轮传动效率: η3２ = 0．９72４． 联轴器的传动效率： η４ = 0.９9５． 滚筒传动效率： η5 ＝ ０９6＝０８2把上述值代入后得：=７20ＫW2、电动机的输入功率P的计算：本题中起动系数 kｄ=1．１，故KW查表16—2得,Y系列1５0０r/miｎ电动机的具体牌号为:Y160M—4额定功率为：11kW; 额定转矩：2.2； 最大转矩/额定转矩：2.2 3、计算总传动比并确定传动比1）、计算总传动比在上面已经确定了电机满载转速为＝1460r／mｉn传动装置的总传动比 为１４60/40.2２＝36．302）、传动比的分配 取带传动比为＝2 而 而设高速级与低速级传动满足=(１。
3－１4)即： ,得4.863．744、传动装置运动参数的计算 1）、各个参数说明： 、 、——I、II、IＩI轴的转速（） 、 、——I、II、ＩII轴的输入功率（) 、 、——I、ＩI、IＩI轴的输入转矩（）—-电动机实际输出功率（） ——电动机满载转（)２）、各个轴转速的计算： ｎ1=n／i0=１4６0/2=730r/ｍｉn ｎ2=ｎ1/ｉ1２＝73０/4．８6=1５0.21r/min n3=n2/i23=15０２1／３７4=40.16r/min 3)、各个轴功率的计算: 4）、各个轴扭矩的计算 Ｔ１=９５50P１/n1＝9550×7．51/73０＝98．25 T2=９５50P1/n2=955０×7.21/15021=4５8.39 T３＝9５50P３/ｎ3=９5５0×692／４０16=164558将以上数据列表如下:轴号转速输出功率输出扭矩传动比效率电机轴146079051.672０．95轴Ⅰ7307.5１9８8６0.9６轴Ⅱ1５021４５8.3９3７40．9６轴Ⅲ4０166.921645.5８1０．99卷筒轴40。
2２６８5１６２６．４913、传动件的设计1、V带的设计1) 确定Ｖ带型号工作情况系数ＫA 查表4-6计算功率Pc 由Pｃ=ＫＡＰ=1．2 x 79=9.48kwV带型号 根据Pc和n１值查图4.6得取Ａ型2) 确定带轮基准直径Ｄ１和D2小带轮直径Ｄ1 查表47大带轮直径D2 Ｄ２=（ｎ0/n1)·D1＝1460／7３0x1０0=20０ mｍ 按表4．７圆整3) 验算带速vv＝π·D１·ｎ0/600０0=πｘ100x１４60/6０00０要求V带速在5～25 m/s 范围内4) 确定Ｖ带长度Ld和中心距a按０．7（Ｄ１+D２)≤ a０≤2（D1+D２) 初选ａ0a0=60０mｍ，初算带基准长度L’Ｌ'=２ a0++ =２x６00++ =1６75 mm按表4.3圆整ａ≈a0+=500+（１800－1６75）／２5) 验证小带轮包角=180°— （200—10０）／6６2ｘ5７.３°6) 确定Ｖ带根数z单根Ｖ带试验条件下许用功率P0 查表4.4传递功率增量⊿P0 查表４．5（i=2０0/10０=2)包角系数Kａ 查表4．8长度系数KＬ 查表４。
3z= ==44３7) 计算初拉力F0F0= = =1４１．4５Ｎ8) 计算轴压力=２·ｚ·F０· =2 x ５ｘ 1４14５．4 x ＝1410．43 Ｎ2、齿轮的设计1、高速级圆柱齿轮设计及计算(斜齿圆柱齿轮）1) 选择齿轮材料，确定许用应力 由(机械设计课本）表6．２选 :小齿轮40Cｒ调质： 大齿轮45正火: 许用接触应力与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数等因素有关 其计算公式为: 接触疲劳极限 查（机械设计课本)图6—4得：接触强度寿命系数 应用循环次数N 由(机械设计课本）式6—7： N２=N１/i12=N1/4.86查（机械设计课本）图6-5得； 接触强度最小安全系数：,则 所以取许用弯曲应力 ：由（机械设计课本)式６－1２，,弯曲疲劳强度极限 查（机械设计课本）图6－7， 弯曲强度寿命系数 查（机械设计课本）图6—８弯曲强度尺寸系数 查（机械设计课本）图６-9 弯曲强度最小安全系数：则： ２）、齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按,估取圆周速度,参考(机械设计课本）表6.7、表6。
８选取齿轮为:2公差组8级小轮分度圆直径,由(机械设计课本）式6-5得齿宽系数 查（机械设计课本)表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数 , 在推荐值20~４0中选 大轮齿数： z2＝iz１=486×2１=１0２06圆整取1０3齿数比 传动比误差: 小轮转矩 ： 载荷系数K： -使用系数 查表６3-动载系数 由推荐值１0５～14取－齿间载荷分配系数 由推荐值1０～１.２取－齿向载荷分布系数 由推荐值12取载荷系数K 得材料弹性系数 查表64节点区域系数 查图６－3（) 螺旋角系数重合度系数 ，由推荐值0．75～088取0.78，齿轮模数m 按表６.6圆整ｍ＝２5m标准中心距a 圆整后取： 分度圆螺旋角：小轮分度圆直径 : 圆周速度v ： v=πｄ1ｎ1/６0000=π×5３．8６×730／6０００0=2.06m／s齿宽b ,大轮齿宽： 小轮齿宽 ： ３)、 齿根弯曲疲劳强度校核计算由（机械设计课本)式6－10 当量齿数 齿形系数 查表6.5 小轮 大轮应力修正系数 查表6。
５ 小轮 大轮重合度 ： 解得： 重合度系数解得:故 ４）、齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径: 根圆直径 ： 顶圆直径 5）、 高速级圆柱齿轮几何参数项目小齿轮大齿轮模数m2．52.5齿数Ｚ211０3压力角2０20分度圆直径d5３．86２30.02齿顶高ha３．125３．125齿根高f2.525齿顶圆直径dａ58.862３5．02齿根圆直径ｄf４762２3．77中心距a14４齿宽b５0432、低速级圆柱齿轮设计及计算(直齿圆柱齿轮）1) 选择齿轮材料，确定许用应力 由（机械设计课本）表62选 :小齿轮40Ｃr调质： 大齿轮45正火: 许用接触应力与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数等因素有关. 其计算公式为： 接触疲劳极限 查（机械设计课本）图6—4得：接触强度寿命系数 应用循环次数N 由（机械设计课本）式６－7： N1=60×n2×j×Ｌh=60×150．21×10×3５0×16 N２=Ｎ1／i２3＝N1/374查（机械设计课本）图6-5得; 接触强度最小安全系数:,则 所以取许用弯曲应力 :由（机械设计课本）式6-12,，弯曲疲劳强度极限 查（机械设计课本）图６－7， 弯曲强度寿命系数 查（机械设计课本)图6-8弯曲强度尺寸系数 查(机械设计课本)图6—9 弯曲强度最小安全系数：则： 2）、齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按,估取圆周速度，参考（机械设计课本）表6.7、表6。
8选取齿轮为：2公差组8级小轮分度圆直径，由（机械设计课本）式6—5得齿宽系数 查（机械设计课本)表6９，按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数 ， 在推荐值2０～40中选 大轮齿数: ｚ2=iz1=3.７４×23=７25圆整取72.5齿数比 ｕ=ｚ2／z1=８6/２3=３.7４传动比误差: 小轮转矩 ： 载荷系数K： -使用系数 查表63-动载系数 由推荐值1．０5~1.４取—齿间载荷分配系数 由推荐值１.0~1.２取－齿向载荷分布系数 由推荐值1.0～1.2取载荷系数K 得材料弹性系数 查表64节点区域系数 查图6-3(） 重合度系数 ，由推荐值０.７5～0.88取0．78,齿轮模数m 按表６.６圆整m=4标准中心距ａ mｍ小轮分度圆直径 ： 圆周速度v : v=πd１ｎ2/60０00＝π×92×15０．21／６0000齿宽b ，大轮齿宽: 小轮齿宽 ： 3）、 齿根弯曲疲劳强度校核计算由(机械设计课本）式6—10 齿形系数 查表65 小轮 大轮应力修正系数 查表6.５ 小轮 大轮重合度 ： 解得: 重合度系数解得：故 4）、齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径： 根圆直径 ： 顶圆直径 低速级圆柱齿轮几何参数如下：项目小齿轮大齿轮模数ｍ4４齿数Z2386压力角2020分度圆直径ﻭ9２29０齿顶高ha55齿根高ﻭf44齿顶圆直径dａ100298齿根圆直径df82280ﻭ中心距ａ192齿宽ｂ80.67３．6二、机械课程设计第一阶段２.1、装配草图设计第一阶段说明 1）、减速器装备图采用三个视图及必要局部剖视图才能表达完整.根据传动件尺寸大小，参考类似的减速器装配图,估计出待设计的减速器外部轮齿尺寸，并考虑标题栏、明细栏、零件序号及技术要求等位置,选择合适的比例尺，合理的布局图面。
２)、在俯视图的位置上画三根线作为传动轴1、2、３的中心线，并绘出传动件的外廓小轮宽度应大于大齿轮51０mｍ，二级传动件之间的轴向间隙=81５ｍm 3)、画出箱体内壁线及减速器中心线.在俯视图上小齿轮端面与箱体内壁之间间隙和大齿轮顶圆之间间隙为4）、按纯扭矩初步估算轴径确定轴的跨距先按纯扭矩确定轴径,在经轴的阶梯化吧跨距准确的确定下来.按照纯扭矩计算轴径时,用降低许用扭转剪切应力的方法来计入弯矩的影响2、轴的设计及校核 １、轴１的设计计算1）、计算作用在齿轮上的力 圆周力Ｆt＝２T1/d1＝2×98２50/５3９ 径向力 轴向力2)、初步估算轴的直径 选取45号钢材作为轴的材料，调制处理 由式8-2：，计算轴的最小直径并加大3％以考虑键槽的影响.查表８．６ 取A=１１５ 则 ＝23.66高速轴工作简图如图(a)所示首先确定个段直径A段:=25mｍ 由最小直径算出B段：=28mmC段:=3０mm，与轴承（深沟球轴承6２06)配合,取轴承内径D段:=38mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度ｈ=４mmE段:＝4６mｍ，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p１１6Ｆ段：＝87mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度ｈ＝４mmG段, =30ｍm， 与轴承（深沟球轴承6360)配合,取轴承内径第二、确定各段轴的长度Ａ段:=5５mm。
B段：=55mｍ，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取55mmC段：=29mｍ， 与轴承（深沟球轴承620６）配合，加上挡油盘长度(参考《减速器装配草图设计》p24)=B+△３+2＝16+11+2=２９mmＤ段：=98mmE段：，齿轮的齿宽F段：,=△2-2＝11-2＝9mmG段:=1４mｍ, 与轴承(深沟球轴承6３60)配合，加上挡油盘长度２、轴Ⅱ的设计计算1)、按齿轮轴设计,轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,40Cｒ,调质处理,查表1５－31,取2）初算轴的最小直径 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大３%,=45mm根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承302０９,故取=４5mm轴Ⅱ的设计图见草图,由下向上同一号轴知道：首先,确定各段的直径Ａ段:＝45mm,与轴承（圆锥滚子轴承30２09)配合，=２7mm.B段:＝50mm, 非定位轴肩，与齿轮配合,=8ｍmＣ段：=58mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径，=7５mｍD段：＝5０ｍm, E段：=４５ｍｍ， =43ｍm3、轴Ⅲ的设计计算轴的材料选用4０Cr（调质），可由表15－３查得=1０７所以轴的直径: =47．5mm。
因为轴上有两个键槽,故最小直径加大６%,＝50mm由表1３.１(机械设计课程设计指导书）选联轴器型号为LH4轴孔的直径＝5０mm长度L=84mm轴Ⅲ设计图 如下:首先,确定各轴段直径A段： =6０ｍm, 与轴承(深沟球轴承６2１２）配合B段： =６5mｍ，非定位轴肩,h取5mmC段： =７５mm，定位轴肩,取ｈ=５ｍmD段： =65mm， 非定位轴肩，ｈ=3．5ｍmE段： ＝60ｍm, 与轴承(深沟球轴承62１２)配合F段： =58mｍ，按照齿轮的安装尺寸确定G段： =50mm， 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =４３mm，由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸B段： =7２mm,齿轮齿宽减去2mm，便于安装C段: =10ｍm, 轴环宽度，取圆整值根据轴承（深沟球轴承６21２)宽度需要D段： =86mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段: =29mm， 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸Ｆ段: =5７ｍm， 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段: =８4mm，联轴器孔长度4、轴的校核计算第一根轴：求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力： 合成弯矩由图可知,危险截面在C右边Ｗ＝0.1＝9469=/W＝１4.49ＭPa〈７０MPa轴材料选用4０Cr 查手册符合强度条件！第二根轴和第三根轴的具体校核步骤省略，两根轴都符合强度条件。
２．3、滚动轴承的选择1) 高速轴(1轴）上滚动轴承的选择因为支撑跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式，轴承类型选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 ｈ由前计算结果所知，轴承所受径向力 N轴向力 N基本额定动载荷 KN，基本额定静载荷 ＫＮ轴承工作转速 r/min初选滚动轴承 620６ GＢ∕T276－９4 （参见附录E-2) ｅ =0．21 X=056 Y =2.０9，径向当量动载荷 因为< 所以选深沟球轴承6２06 GB∕T2７6-94 满足要求,相关数据如下：D=６2 mｍ Ｂ=１6 mm mm 低速轴的轴承校核同上，具体步骤省略,符合强度2.4、键联接和联轴器的选择1) 高速轴（1轴)由前面的计算结果知：工作转矩Ｔ=24.４2 N·ｍ，工作转速 r/mｉn选择工作情况系数 K=１.75计算转矩 N·ｍ选TＬ型弹性套柱销联轴器按附录Ｆ，选用TL4联轴器，型号为: GＢ4３23—84许用转矩［T］=6３ N·m,许用转速［n]=5700 r／ｍin.因＜［Ｔ］，n＜［n]，故该联轴器满足要求选A型普通平键: 初选键:b=8 ｍm,h=7 mm，L=34 mm,l=2６ mｍ参考文献[５］表4－3-18，［σ]＝11０MPa，［τ］=90MＰa由表4-３-16， 〈 [σ］ MPａ 〈 [τ] MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。
2) 中间轴(2轴）上键联接的选择由前面的计算结果知：工作转矩Ｔ=１1２.3３ N·m选A型普通平键高速极大齿轮连接键:初取：ｂ＝12 mm，ｈ=8 mm，L=32 mｍ，l=20 mm键 12×32 GB10９6—7９参考文献[５］表4-3－18，[σ］=110 ＭPa,［τ]=9０ MＰa由表4－3－１６， ＜ ［σ］ MＰａ < [τ］ MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求低速轴的键校核同上,具体步骤省略，符合强度三、机械课程设计第三阶段31、减速器箱体及附件的设计箱体有关尺寸：箱体壁厚: 箱盖壁厚： 箱座凸缘厚度： 箱盖凸缘厚度： 箱座底凸缘厚度: 箱座上的肋厚: 箱盖上的肋厚： 地脚螺栓直径： 地脚螺栓数目： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 地脚凸缘尺寸： 轴承旁联接螺栓直径: 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径: 剖分面凸缘尺寸： 上下箱联结螺栓直径： 螺栓通孔直径: 螺栓沉头座直径: 剖分面凸缘尺寸： 定位销直径： 轴承旁凸台半径： 大齿轮顶圆与内箱壁距离 箱体外壁至轴承座端面距离 剖分面至底面高度： 轴承盖:1轴：2轴:3轴:３。
2、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择齿轮采用脂润滑，工业闭式齿轮油,GB 59０３－95,粘度牌号：L－ＣKB15０,运动粘度135～165 mｍ/ｓ(40℃），倾点—8℃，粘度指数大于90轴承采用脂润滑,通用钾基润滑脂,GＢ７3２4—94，代号1号，滴点大于１70℃，工作锥入度3１～34ｍm（25℃，15０g）密封用毡圈密封四、课程设计小结专业课课程设计当中,学到了很多东西不仅加深了对所学知识的了解，巩固了所学知识，知道了如何很好地学以致用，把握继承与创新的结合，同时对一项设计过程如何去展开有一个大体的把握，即应该有一个大体的轮廓，采用自顶向下的设计方法,同时考虑在每一个部分、每一个过程当中与其他部分、过程的相互联系感觉最繁琐的莫过于忽视了某个因素,导致了该部件设计必须重新开始，降低了设计速度，这应该在以后的设计过程当中应当尽量避免同时要加深对专业知识的学习，对某些知识还是不是很清楚，只能简简单单套套公式进行计算或是计算不熟练,往往忽略某一因素而导致重新计算，突出的地方就是轴上力分析的时候，要么忽略力或由力产生的力矩,要么方向弄错，总之，第一根轴力分析还有轴承校核的时候计算了三四遍，在这以后要相当注意，要加强力学与工程应用这方面的学习。
通过本次课程设计，不仅对以往所学的知识的理解有了提高，还对一些必要软件的使用有了一定的了解，尤其是AutoCAＤ201０的使用，和Worｄ ２０07的排版和使用都有很大的提高.还有一点就是设计是一门需要通过长期准备的工作,刚开始是就匆匆下手，到后来才发现有许多的不合适之处，需要把以前的结果重新计算,有一种欲速则不达感觉.通过本次课程设计，我明白了不论做任何设计都不是一蹴而就的，需要一步一步的完成,一个一个细节部件的去完成同时还要考虑各个部件之间的联系,之后再检查、完善、修改，最后整理思路，在回顾设计，查缺补漏，最后完成整个设计机械课程设计是一门相当综合的学科，它几乎包含了我们所学的所有专业基础课程,如《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《几何公差与检测》、《画法几何及机械制图》等等进行课程设计，对以往所学内容的掌握情况也是一种考验，对不熟悉的内容进行巩固和学习参考文献【1】 程志红 唐大放主编 机械设计课程上机与设计 东南大学出版社 2006【2】 程志红主编 机械设计 东南大学出版社 2００6【3】 王洪欣 冯雪君主编 机械原理 东南大学出版社 ２００７【4】 甘永立主编 几何量公差与检测 上海科学技术出版社 2010【5】 李爱军 陈国平主编 画法几何及机械制图 中国矿业大学出版社 20０7【6】 吴宗泽主编 机械设计手册 机械工业出版社 2０02＝40．２2=0.82＝7.2ｋＷP=７.9KW3６。
３０4.8６37４n1＝73０r/mｉnn2＝１5０２1r/minn3=40．16r／ｍinＰ1＝751KWP2=7.21KWＰ3＝6.92KWT１＝98.25T２=458.39T３=1６455８KＡ=12Ｐｃ＝9．48 ｋｗA 型D１=100 mmD２=200 ｍmＶ=7．64 ｍ/ｓ带速符合要求Lｄ=１800 ｍma=662 mm=171．3°〉120°Ｐ0=132⊿P0 =0.17Ka=09８KＬ=１.01Z＝5F０=141.45Q=14１0．4３N1=2４5×１09Ｎ2=504×1082公差组８级ｚ1=21合格m＝2.5mv＝2．0６ｍ/sb=45mmb2=4５ｍmN1=5．0５×108N1=135×1082公差组8级u=374合格m=4v＝0.７23ｍ／sb=73．6mmＦt=３645.64NＦｒ=13６1.15NＦa=3112３N=25ｍm=25ｍm=２８mm=30mm=38mm=46ｍm=５4mm＝3０ｍm=38mm=55ｍｍ=55mm=29mm=29mm=9８ｍm=45ｍm=４5ｍm =41mm=50mm =８mm=５8mm=75mm=50mm＝６0ｍm＝65mｍ=75mm=75mm=6５mm=6０ｍm=58mm=5０mm=43ｍm=７8mｍ=10mm=62mｍ=2９mm=57mm＝84mm=14．4９MPａ６206 GB∕T276－94文中如有不足，请您见谅！。