磨盘机传动装置课设

Ⅰ 带式输送机传动装置（机械设计课程设计）

一）选择电抄动机袭1。选择电动机容量 P=FV/η P=4000*2/η η是带式输送机的效率，你没写出来。2。选取电动机额定功率 查表3。确定电动机转速 n=60V/πD n=60*2*1000/π*450 毫米转化米/1000 然后查表。二）计算传动装置的总传动比并分配各级传动比。总传动比等于电动机转速除以n。 分配有：动机道减速箱，动力轴道中间轴，间轴道输出轴 。 开始的就这么多了。我打字好慢的，累的不行了 呵呵

Ⅱ 机械课程设计盘磨机传动装置

我做的是普通减速机，磨盘机不清楚，我只能复制个样本给你
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. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 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

一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷有轻微冲击，工作环境多尘，通风良好,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滚筒转速容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
参数:
皮带有效拉力F（KN） 3.2
皮带运行速度V（m/s） 1.4
滚筒直径D（mm） 400

二. 设计要求
1.减速器装配图1张(0号)。
2.零件工作图2-3张(A2)。
3.设计计算说明书1份。
三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 齿轮的设计
6. 滚动轴承和传动轴的设计
7. 键联接设计
8. 箱体结构设计
9. 润滑密封设计
10. 联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：

图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器。
传动装置的总效率
为V带的传动效率, 为轴承的效率，
为对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑）
为联轴器的效率， 为滚筒的效率
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滚筒轴工作转速为n＝ = =66.88r/min，
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，
则总传动比合理范围为i ＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。

方案 电动机型号 额定功 率
P
kw 电动机转速

电动机重量
N 参考价格
元 传动装置的传动比
同步转速 满载转速 总传动 比 V带传 动 减速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配传动装置传动比
＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.29

4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各轴输入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
则各轴的输出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各轴输入转矩
= × × N•m
电动机轴的输出转矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
输出转矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
运动和动力参数结果如下表
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入 输出 输入 输出
电动机轴 3.40 22.55 1440
1轴 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2轴 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3轴 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4轴 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1． 齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =24
高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
①试选 =1.6
查课本 图10-30 选取区域系数 Z =2.433
由课本 图10-26
则
②由课本 公式10-13计算应力值环数
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25为齿数比,即3.25= )
③查课本 10-19图得：K =0.93 K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432
许用接触应力

⑤查课本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d

=
②计算圆周速度

③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b= =49.53mm
计算摸数m
初选螺旋角 =14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤计算纵向重合度
=0.318 =1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数 =1
根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
动载系数K =1.07,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查课本由 表10-13得: K =1.35
查课本由 表10-3 得: K = =1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
⑴ 确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN•m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
传动比误差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允许
② 计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
④ 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
查课本由 表10-5得:
齿形系数Y ＝2.592 Y ＝2.211
应力校正系数Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系数Y
端面重合度近似为 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 计算大小齿轮的
安全系数由表查得S ＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮 大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K =0.86 K =0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[ ] =
[ ] =

大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算
① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:
z = =25.097 取z =25
那么z =3.24×25=81
② 几何尺寸计算
计算中心距 a= = =109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.97
计算齿轮宽度
B=
圆整的

（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =30
速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.33×30=69.9 圆整取z =70.
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94 K = 0.97
查课本由 图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
选取齿宽系数
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 计算圆周速度
0.665
3. 计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m =
齿高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 计算纵向重合度

6. 计算载荷系数K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系数K =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d =65.71×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
一确定公式内各计算数值
（1） 计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN•m
（2） 确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
传动比误差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允许
（3） 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
（4） 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y

（7） 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 计算大小齿轮的

查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
计算大小齿轮的 ,并加以比较

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
计算中心距 a= = =102.234
将中心距圆整为103
修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
分度圆直径
d = =61.34
d = =143.12
计算齿轮宽度

圆整后取

低速级大齿轮如上图：

齿轮各设计参数附表
1. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)

626.09 193.24 84.38 84.38

2. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.26 3.04 2.83 2.75

3. 各轴输入转矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)

49.79 151.77 326.98 307.52

6.传动轴承和传动轴的设计
1. 传动轴承的设计
⑴. 求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本 ,选取

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

D B

轴承代号
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而 .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,
③ 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 .
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,
高速齿轮轮毂长L=50 ,则

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5. 求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

传动轴总体设计结构图:

(从动轴)

(中间轴)

(主动轴)
从动轴的载荷分析图:

6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
= =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此轴合理安全
7. 精确校核轴的疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩 为 =311.35
截面上的弯曲应力

截面上的扭转应力
= =
轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：

因
经插入后得
2.0 =1.31
轴性系数为
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以

综合系数为： K =2.8
K =1.62
碳钢的特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 为 =295
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= = K =
K =
所以
综合系数为：
K =2.8 K =1.62
碳钢的特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
根据 d =55 d =65
查表6-1取： 键宽 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和键联接的强度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作长度 36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
两者都合适
取键标记为：
键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用 配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

9
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M24
地脚螺钉数目
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径
=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3~0.4）
8
定位销直径
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外机壁距离
查机械课程设计指导书表4 34
22
18
， 至凸缘边缘距离
查机械课程设计指导书表4 28
16
外机壁至轴承座端面距离
= + +（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离
>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离
>
10
机盖，机座肋厚

9 8.5

轴承端盖外径
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
11.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.
2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
所以转矩
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm

就这样楼

Ⅲ 求一份机械原理相关的课程设计

已发去机械原理相关的课程设计4份，供参考。

Ⅳ 机械设计课程设计的章节目录

?序言
前言
第一章 概述
第一节 课程设计的目的
第二节 课程设计的内容和步骤
第三节 机械设计课程设计任务书
第四节 课程设计应注意的问题
第二章 传动装置的总体设计
第一节 减速器的主要型式、特点及应用
第二节 初步确定减速器结构和零部件类型
第三节 拟定传动方案
第四节 电动机的选择
第五节 确定传动装置的总传动比和分配各级传动比
第六节 传动装置的运动参数和动力参数的计算
第三章 传动零件的设计
第一节 箱外传动件的设计要点
第二节 箱内传动件的设计要点
第三节 轴径初选
第四章 轴系部件设计
第一节 轴承类型的选择
第二节 轴的结构设计及轴、轴承、键的强度校核
第三节 滚动轴承的组合设计
第四节 齿轮结构设计
第五章 减速器的结构
第一节 标准减速器简介
第二节 通用减速器的结构
第三节 减速器箱体的结构设计
第四节 减速器附件设计
第六章 减速器的润滑及密封
第一节 减速器的润滑
第二节 减速器的密封
第七章 减速器的装配图设计
第一节 装配图的设计和绘制
第二节 装配图总成设计的完成
第八章 零件工作图绘制
第一节 概述
第二节 轴类零件
第三节 齿轮类零件
第四节 箱体
第九章 编制设计计算说明书及准备答辩
第一节 设计计算说明书的内容、要求
第二节 准备答辩
第十章 参考图例
一、典型减速器图例
二、零件工作图参考图例
第十一章 一般设计资料
一、常用数据
二、课程设计常用的一般性资料
第十二章 常用材料
第十三章 常用紧固件和联接件
一、螺栓、螺钉、螺柱
二、螺母、垫圈、挡圈
三、螺纹零件的结构要素
四、键联接和销联接
第十四章 滚动轴承
一、常用滚动轴承
二、滚动轴承的配合
第十五章 润滑和密封的标准和规范
一、润滑剂
二、油杯
三、标准密封件
第十六章 联轴器
第十七章 公差与配合
一、公差配合
二、形状和位置公差
三、表面粗糙度
四、渐开线圆柱齿轮精度（GB10095-88）
五、蜗杆传动精度
第十八章 电动机
主要参考文献

Ⅳ 机械设计课程设计带式运输机传动装置

机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二． 工作情况：
载荷平稳、单向旋转

三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N·m）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2

四． 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写

五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份

六． 设计进度
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择
nd＝（i1’·i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。

计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14

Ⅵ 机械设计课程设计任务书

目 录
设计计划任务书 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1
传动方案说明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2
电动机的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3
传动装置的运动和动力参数﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5
传动件的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6
轴的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8
联轴器的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10
滚动轴承的选择及计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13
键联接的选择及校核计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14
减速器附件的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15
润滑与密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
设计小结﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
参考资料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17

1.拟定传动方案
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即
v=1.1m/s;D=350mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)
一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为17或25。
2.选择电动机
1）电动机类型和结构形式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。
2）电动机容量
（1）卷筒轴的输出功率Pw
F=2800r/min;
Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000
(2)电动机输出功率Pd
Pd=Pw/t
传动装置的总效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5
式中，t1,t2,…为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表2－4查得：
弹性联轴器 1个
t4=0.99;
滚动轴承 2对
t2=0.99;
圆柱齿轮闭式 1对
t3=0.97;
V带开式传动 1幅
t1=0.95;
卷筒轴滑动轴承润滑良好 1对
t5=0.98;
则
t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762
故
Pd=Pw/t=3.08/0.8762
（3）电动机额定功率Ped
由第二十章表20－1选取电动机额定功率ped=4KW。
3）电动机的转速
为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。由表2－1查得V带传动常用传动比范围2~4，单级圆柱齿轮传动比范围3~6，
可选电动机的最小转速
Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min
可选电动机的最大转速
Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min
同步转速为960r/min
选定电动机型号为Y132M1－6。
4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸
由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型电动机的方根技术数据和
外形、安装尺寸，并列表刻录备用。

电机型号 额定功率 同步转速 满载转速 电机质量 轴径mm
Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28

大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.3158
3．计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比
nm=960r/min;
i=nm/nw=960/60.0241=15.9936
2）分配各级传动比
取V带传动比为
i1=3;
则单级圆柱齿轮减速器比为
i2=i/i1=15.9936/3=5.3312
所得i2值符合一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
4．计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为
n0=nm;
n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min
n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min

2）各轴输入功率
按机器的输出功率Pd计算各轴输入功率，即
P0=Ped=4kw
轴I 的功率
P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw
轴II功率
P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw
3）各轴转矩
T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm
T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm
T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm
二、设计带轮
1、计算功率
P=Ped=4Kw
一班制，工作8小时，载荷平稳，原动机为笼型交流电动机
查课本表8－10，得KA=1.1;
计算功率
Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw
2选择普通V带型号
n0 =960r/min
根据Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由图13-15（205页）查得坐标点位于A型
d1=80~100
3、确定带轮基准直径
表8－11及推荐标准值
小轮直径
d1=100mm;
大轮直径
d2=d1*3.5=100*3.5=350mm
取标准件
d2=355mm;
4、验算带速
验算带速
v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s
在5~25m/s范围内
从动轮转速
n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s
n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s
从动轮转速误差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857
=-0.0141
5、V带基准长度和中心距
初定中心距
中心距的范围
amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm
amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm
a0=350mm;
初算带长
Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0
Lc = 1461.2mm
选定基准长度
表8-7,表8-8查得
Ld=1600mm;
定中心距
a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm
a=420mm;
amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm
amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm
6、验算小带轮包角
验算包角
＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a
145.2107 >120度 故合格
7、求V带根数Z
由式（13-15）得
查得 n1=960r/min , d1=120mm
查表13-3 P0=0.95
由式13-9得传动比
i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5
查表（13-4）得

由包角145.21度
查表13-5得Ka=0.92
KL=0.99
z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=3
8、作用在带上的压力F
查表13-1得q=0.10
故由13-17得单根V带初拉力

三、轴
初做轴直径：
轴I和轴II选用45#钢 c=110
d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm
取d1=28mm
d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm
由于d2与联轴器联接，且联轴器为标准件，由轴II扭矩，查162页表
取YL10YLd10联轴器
Tn=630>580.5878Nm 轴II直径与联轴器内孔一致
取d2=45mm
四、齿轮
1、齿轮强度
由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3
采用软齿面，小齿轮40MnB调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮用ZG35SiMn调质齿面硬度为225HBS。
因 ，
SH1=1.1， SH2=1.1
，
，
因： ， ，SF=1.3
所以

2、按齿面接触强度设计
设齿轮按9级精度制造。取载荷系数K=1.5，齿宽系数
小齿轮上的转矩
按 计算中心距
u=i=5.333
mm
齿数z1=19,则z2=z1*5.333=101
模数m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模数m＝2.5
确定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm
齿宽b=
b1=70mm,b2=60mm
3、验算弯曲强度
齿形系数YF1=2.57，YF2=2.18
按式（11-8）轮齿弯曲强度

4、齿轮圆周速度

按162页表11-2应选9做精度。与初选一致。

五、轴校核：

圆周力Ft=2T/d1
径向力Fr=Ft*tan =20度 标准压力角
d=mz=2.5*101=252.5mm
Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N
Fr=5852.5*tan20=2031.9N
1、求垂直面的支承压力Fr1,Fr2
由Fr2*L-Fr*L/2=0
得Fr2=Fr/2=1015.9N

2、求水平平面的支承力
FH1=FH2=Ft/2=2791.2N

3、画垂直面弯矩图
L=40/2+40/2+90＋10=140mm
Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm

4、画水平面弯矩图
MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm

5、求合成弯矩图

6、求轴传递转矩
T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm

7、求危险截面的当量弯矩
从图可见a-a截面是最危险截面，其当量弯矩为
轴的扭切应力是脉动循环应力
取折合系数a=0.6代入上式可得

8、计算危险截面处轴的直径
轴的材料，用45#钢，调质处理，由表14-1查得
由表13-3查得许用弯曲应力 ，
所以
考虑到键槽对轴的削弱，将轴的最小危险直径d加4%。
故d=1.04*25.4=26.42mm
由实际最小直径d=40mm,大于危险直径
所以此轴选d=40mm,安全
六、轴承的选择
由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承6000系列
径向载荷Fr=2031.9N，两个轴承支撑，Fr1=2031.9/2＝1015.9N
工作时间Lh＝3*365*8=8760（小时）
因为大修期三年，可更换一次轴承
所以取三年
由公式
式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作环境温度不高)
（深沟球轴承系列）

由附表选6207型轴承
七、键的选择
选普通平键A型
由表10-9按最小直径计算，最薄的齿轮计算
b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm
由公式
所以
选变通平键，铸铁键

所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。
八、减速器附件的选择
1、通气器：
由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M18 1.5
2、油面指示器：
选用油标尺，规格M16
3、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳
4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片M16 1.5
5、窥视孔及视孔盖
选用板结构的视孔盖
九、润滑与密封：
1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：

查《课程设计》P19表3-3大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径，所以取浸油深度为30mm。
2、滚动轴承的润滑
采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。
3、润滑油的选择
齿轮与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用
L-AN15润滑油
4、密封方式选取：
选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。
设计小结：
二、课程设计总结
设计中运用了Matlab科学工程计算软件，用notebook命令调用MS—Word来完成设计说明书及设计总结，在设计过程中用了机械设计手册2.0 软件版辅助进行设计，翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件CAD 方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完成。
由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道 ，对于各种线宽度，没有实际的概念。再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。

这次设计的目的是掌握机械设计规律，综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。

特别感谢—程莉老师。

参考资料目录
[1]《机械设计基础》，机械工业出版社，任成高主编，2006年2月第一版；
[2]《简明机械零件设计实用手册》，机械工业出版社，胡家秀主编，2006年1月第一版；
[3]《机械设计-课程设计图册》，高等教育出版社，龚桂义主编，1989年5月第三版；
[3]《设计手册软件》，网络上下载；
[4] 湖南工院学生论坛----机械制图专栏---bbs.yeux.cn

Nw=60.0241r/min

Pw=3.08Kw

效率t=0.8762

Pd = 3.5150

Ped=4Kw

i=15.9936

i1=3

i2=5.3312

n0=960r/min
n1=320r/min
n2=60.0241r/min

P0=4Kw

P1=3.8Kw

P2=3.6491Kw

T0=39.7917Nm
T1=113.4063Nm
T2=589.5878Nm

KA=1.1

Pc=4.4Kw

d1=100mm

d2=355mm

初定中心距
a0=350mm

Lc=1461.3mm

Ld=1600mm

中心距
a=420mm

z=3根

预紧力
FQ＝274.3N

d1=28mm

d2=45mm

YL10YLd10

T1=113.4063Nm

m=2.5
a=150mm

=20度

Ft=5582.5N
Fr=2031.9N

FH1=FH2=2791.2N

Mav=71.113Nm

MaH=195.38Nm

Ma＝216.16Nm

Me=457.15Nm

Fr1=1015.9N

Lh=8760小时

6207型

b h L=14 9 80

输送带拉力 F=2800 N
输送带速度 V=1.1 m/s
滚筒直径 D=350 mm