机械设计说明书(完整版)

机 械 课 程 设 计

说 明 书

课程设计题目：带式输送机传动装置

专业：机电一体化技术

年级：2021级

设计人XX：

设计日期：2021年7月

指导教师：

XX师范大学〔白云〕职业技术学院

目 录

设计任务书……………………………………………………2 传动系统的参数设计…………………………………………3 传动零件的设计计算…………………………………………4 齿轮传动的设计计算…………………………………………6 轴的设计计算…………………………………………………7 滚动轴承的选择………………………………………………12 键联接的选择…………………………………………………12 箱体、箱盖主要尺寸计算……………………………………12 联轴器的选择…………………………………………………13 润滑与密封……………………………………………………14 减速器的附件的设计…………………………………………14 设计小结………………………………………………………14 设计参考文献目录……………………………………………15

1

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机械课程设计说明书

一、前言

(一) 设计任务

一、 设计题目：带式输送机传动装置的设计

二、 原始数据及工作要求 组别 8 滚筒直径D(mm) 280 输送带带速 V(m/s) 0.8 输送带拉力F (N) 7500 寿命(年) 10 1〕 工作情况：三班工作制，载荷有轻微振动。

2〕 工作环境：室外，灰尘较大，最高环境温度 40℃。 3〕 动力来源：电力，三相交流，电压 380V/220V。 4〕 制造条件：一般机械制造厂，批量生产；

5〕 齿轮减速器浸油润滑；取大齿轮的搅油效率0.98；取滚筒-输送带效率0.96。 6〕 输送带速度允许误差±5%

三、设计工作量 设计说明书1份；减速器装配图，零号图1X；零件工作图2X〔箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图〕。

四、参考文献 1.?机械设计?教材 2．?机械设计课程设计指导书?

3．?机械设计课程设计图册? 4.?机械零件手册? 5.其他相关书籍

·〔二〕设计内容

1.

2.

电动机的选择与运动参数计算； 斜齿轮传动设计计算

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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 8. 减速器总装配图一X 9. 齿轮、轴零件图各一X 10. 设计说明书一份

〔三〕计目的

通过本课程设计将学过的根底理论知识进展综合应用，培养构造设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。

(四) 传动方案的分析

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成局部。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和本钱。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求构造简单、制造方便、本钱低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递一样转矩时，构造尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的构造尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

减速器的箱体采用水平剖分式构造，用HT200灰铸铁铸造而成。

二、传动系统的参数设计

(一) 电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择：

①传动装置的总效率η： 查表1取皮带传动效率0.96，轴承传动效率0.99，齿轮传动效率0.97，联轴器效率0.99。 η=0.96×0.99×0.97×0.99=0.903

②工作机所需的输入功率Pw： Pw=(FwVw)/(1000ηw)

式中，Fw=2 KN=7500N，Vw=0.8m/s，ηw=0.94，代入上式得

Pw=(7500×2)/(1000×0.96)=6.38 KW ③电动机的输出功率： PO= Pw /η=6.38÷0.49=7.06KW

选取电动机额定功率Pm， 由查表8—2得电动机的额定功率P＝7.5KW。 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速：

nw=60×1000V/〔πD〕=60×1000×0.8/〔π×280〕=.6r/min

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由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1=3~6。取V带传动比i2=2~4，那么总传动比理时范围为i=6~24。

故电动机转速的可选范围为n=〔6~24〕×96=576~2304r/min。 4、确定电动机型号

根据以上计算，符合这一转速范围的电动机的同步转速有750r/min 、1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、构造和带传动及减速机的传动比，最终确定同步转速为750r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y160L—8 ，满载转速720r/min 。

主要参数：额定功率7.5KW，满载转速720r/min.

(二) 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比

1、总传动比：i =720÷.6=13 2、分配各级传动比：

因i= i1* i2，根据有关资料，单级减速器i=3~6合理，这里取i1 =4，i2=13÷4=3.25

(三) 运动参数及动力参数计算

1、各轴转速〔r/min〕

Ⅰ轴 n1=nm/i 2=720÷3.5=221.5 r/min Ⅱ轴 n2= n1/ i1=221.5÷4=55.375r/min 2、计算各轴的功率〔KW〕 电动机的输出功率PO=7.06KW Ⅰ轴 PI=7.06×0.96=6.7776KW Ⅱ轴 PⅡ= PⅠη1η2=6.7776×0.99×0.97=6.508KW

〔η1为轴承传动效率，η2为齿轮传动效率，η3联轴器传动效率〕 卷筒轴 Pj= PⅡη1η3=6.508×.099×0.99=6.378KW 3、计算各轴扭矩〔N·mm〕

Ⅰ轴 TI=9550×PI/nI=9550×6.7776/221.5=292.217N·m Ⅱ轴 TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×6.508/55.375=1122.372N·m 卷筒轴Tj=9550×Pj/nj=9550×6.378/55.375=1099.95N·m

将运动和动力参数计算结果整理后列于下表：

表3 运动和动力参数表

参数 转速n/r•min 功率P/kw 转矩T/N•m 传动比i -1轴名 电动机轴 720 7.06 28.09 3.25 Ⅰ轴 221.5 6.7776 4 Ⅱ轴 55.375 6.508 卷筒轴 55.375 6.500 1 292.217 1122.372 1099.95 三、传动零件的设计计算

〔一〕Ｖ带传动的设计

1、确定计算功率

工作情况系数kA查文献[1]表11.5知：kA=1.1。

PckAP=1.1×7.06=7.766kw

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2、选择带型号

根据Pc =7.766kw，nm＝720r/min，查8—2，初步选用普通B型带。 3、选取带轮基准直径dd1,dd2

查文献[1]表11.6选取小带轮基准直径D1=140mm，那么大带轮基准直径

D2i(1)D1=3.25×〔1-0.01〕×140=450.45mm。

式中，为带的滑动率，通常取〔1%～2%〕，查表后取D2=500mm。 大带轮转速n2(1)4、验算带速v

D1n1140221.5=10.0161.3998 r/min D2500vdd1nw6010001407206010005.2752m/s

在5～25m/s范围内，Ｖ带充分发挥。 5、V带基准长度Ld和中心距a 求DmD1D2140500320mm 22D2D1500140180mm 22根据文献[1]中式11.20，初定a1.5*(D1D2)=1.5×〔140×500〕=960mm 取a=960mm。

由文献[1]中式11.2带长L

2LDm2a32029601801809602945.05mm

a/由文献[1]中图11.4定相近的基准长度Ld=1600mm，再由式〔11.3〕计算实际中心距

LDm1(LDm)282=634.0945mm 446、验算包角1，由式〔11.4〕得

DD15001401180260=18060145.936120，适宜

a634.0945a7、确定v带根数z

5.28m/s 601000601000n72011.726 实际传动比i1n261.3998查表11.8单根v带功率P0=0.59KW；查表11.7包角系数k=0.91；查表11.12带长度

13系数KL=1.07，查表11.10，P0Kbn1(1)，由表8-10查得Kb1.987510，由

ki带速vD1n1140270- -可修编-

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表8-11

查得Ki1.1703，所以P00.053KW,那么由公式得

ZPc=12.52

(P0P0)KLk应选13根带。

8、确定带的X紧力F0〔单根带〕

查表8-13得q=0.17kg/m，故可由式〔11.21〕得单根V带的X紧力

F0500Pc2.5k()qv2=103.661 N vzk轴上载荷FQ2zF0sin12=213103.661sin145.9362576.978N 2〔二〕齿轮传动的设计计算

1． 根据选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

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，二者材料硬度差为40HBS。 2） 精度等级选用8级精度；

3） 试选小齿轮齿数Z130，大齿轮齿数Z2104的； 4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2、确定许用应力

小齿轮的齿面平均硬度为280HBS，由图6-11查得HLim650MPa，由图6-21查得

Flim280MPa，并取得最小平安系数、许用应力分别为：

H1HLim/SHLim650MPa,[F1]FLim/SLim280。

大齿轮的齿面平均硬度为240HBS,由图6-21查得HLim470MPa,由图6-23查得

FLim210MPa，并取平安系数为SFLimSHLim1，许用应力分别为

[[H1]470MPa,[F2]210MPa, 3、计算小齿轮的转矩：

T9550P1335332Nmm n14、按齿面的接触疲劳强度计算：

取小齿轮的许用应力接触应力为[H2]代入下式中得小齿轮的分度圆直径为：

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d3670.4KT1(u1)2d[H2]u2

=107.2 5、计算圆周度：

10755.375πd1tn20.31m/s v==

6010006010006、计算重合度：

εεβ=0.318=0.318×30×tan14=2.38 βz1tanβ7、

（1） 计算载荷系数K

载荷平稳，所以取KA=1.25

根据v=0.31m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的一样，

故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×10由表8-7查得K1.06

由表8-22查得K1.2。故载荷系数 K=KAKVKK223。67.85=1.42

1.251.111.061.21.76

8、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由下式得：

d1=d1t9、计算模数m：

m 3K/Kt=10731.76/1.4mm115.48116mm

d1cosβ=4 z110、几何尺寸计算：

由机械设计根底的有关齿轮设计知道，中心距a=266, 按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos

z1z2m2a=1355’50”

。计算大、小齿轮的分度圆直径分别为d1116,d2416‘齿轮宽度bdd1, 所以b=128，B1=120 11、构造设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。、

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〔三〕轴的设计计算 高速轴：

1、求作用在齿轮上的受力

Ft12T23353325781.58N d116tan20Fr15781.582197N

cos14Fa1Fttan5781.58tan141441.50N

Ft25781.58423126.32N

Fr2219748788N Fa21441.5045766N

2、选用45钢，调作用在齿轮上的力

FH1FH2219721098.5 FV1FV25781.58220.78

3、初步确定轴的最小直径

da1A03P16.7776126339.4mm n1221.5

4、 轴的构造设计 1） 确定轴上零件的装配方案

2〕根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右往左得 d) 该段轴要安装轴承，直径定为50mm e〕 轴肩固定轴承，直径为60mm

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f) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为55mm。 g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为52mm。 h) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，那么轴承选用30207型，即

该段直径定为50mm。

i) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为47。 j) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机

外伸轴直径尺寸的，选为42mm。

3) 各段长度确实定

各段长度确实定从左到右分述如下：

a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽42.5mm，该段长度定为42.5mm。 b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为128mm，定为

126mm。

d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距

离取4mm〔采用油润滑〕，轴承宽42.5mm，定为65mm。

e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装

尺寸，定为57mm。

f) 该段由联轴器孔长决定为160mm

5、轴的强度校核

(1) 轴的受力分析：

a)画轴的受力图 轴的受力图如下列图所示 b)支承反力 在水平面上为

RAH1537.78N

式中负号表示与图中受力的方向相反，以下一样

RHBQRAHFr11160.98N

在垂直平面上为

RAVRBV1011.90N轴承A的总支撑反力为

22RARAHRAV1537.7821011.902N1840.97N

轴承B的总支撑反力为

22RBRBHRBV1160.9821011.90210N

c) 弯矩计算

MAH102997.83Nmm,M1H757.85Nmm

在垂直平面上为

M1V65773.5Nmm

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合成弯矩，有

MAMAH102997.83Nmm,M1M12HM12V757.85265773.52Nmm100100.15Nmm

(2) 画出弯矩图 (3) 转矩和转矩图

T1335332Nmm

画出弯矩图如下图

(4) 校核轴的强度

齿轮轴与A点处弯矩最大，且轴颈较小，故点A剖面为危险剖面。 其抗弯截面系数为

Wd3324207.11mm3

抗扭截面系数为

WTd3168414.22mm3

最大弯曲应力为

AWA25.36MPa

W扭剪应力为

T17.23MPa

WT按弯钮合成强度进展校核计算，对于单向转动的转轴，转动按脉动循环处理，故取折合系数0.6,那么当量应力为

2ea4()225.87MPa

有表8-26查得45号钢调质处理抗拉强度极限B650MPa,有表8-32用插值法查得轴的许用弯曲应力[1B]60MPa.e1b,强度满足需求。 (5) 校核键连接的强度

带轮处键连接的挤压切应力为

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p4T1458690MPa d1hl257(458)取键、轴及带轮的材料都为钢，有表8-33查得p125~150MPa,pp，强度满足

(6) 校核轴的寿命

C015200N,轴承的a) 当量动载荷 有表8-28查得6207轴承得C=25500N，

受力图如下图，因为轴承不受轴向力，轴承A、B当量动载荷为

PARA1840.97N,

PBRB10N

b) 轴承寿命 因PAPB,故只需校核轴承A，PPA.轴承在100C以下工

作，由表8-35查得载荷系数fP1.2.

o106fTC3106125500Lh()h53400.36h

60n1fpP604801.21840.97减速器预期寿命为

3L/h2825010h40000h

LhL/h,故轴承寿命足够。

高速轴的受力分析图

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高速轴承的布置及受力图如下列图所示

低速轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步确定轴的最小直径

da1A03P151.4mm n1

3．轴的构造设计

2） 轴上零件的装配方案

3） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 直径 长度 I-II 70 210 II-III 80 85 III-IV 85 120 IV-V 90 10 V-VI 95 11.5 VI-VII 80 42.50 4、轴的强度校核:略。 - -可修编-

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四、滚动轴承的选择

(一) 计算输入轴承

选用30316型圆锥滚子轴承，其内径d为80mm,外径D为170mm，宽度T为42.50mm。

(二) 计算输出轴承

选30211型圆锥滚子轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。

五、键联接的选择

本设计均采用：普通圆头平键。

普通平键——用于静联接，即轴与轮毂间无相对轴向移动。 构造：两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩 型式：大齿轮处选择圆头A型〔常用〕；

为防转、键〔指端铣刀加工〕与槽同形、键顶上面与毂不接触有间隙，联轴器与带轮处均选择C型键。

1、输出轴与带轮联接采用平键联接 键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，应选择C型平键联接。

装配图中该键零件选用GB1096-79系列的键12×56，查得：键宽b=12，键高h=8，并根据轴长确定键长。

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式构造，箱体主要尺寸如下表

名称 中心距 下箱座壁厚 上箱座壁厚 下箱座剖面分处凸缘厚度 下箱座剖面分处凸缘厚度 地脚螺栓地脚厚度 箱座上肋厚 箱盖上肋厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓孔直径 地脚螺栓沉头座直径 地脚凸缘尺寸〔扳手空间〕 代号 尺寸/mm 266 8 8 12 12 20 8 8 M16 20 45 27 25 a1  1 b b1 p M m1 d d/ D0 L1 L2 - -可修编-

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地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓〔螺钉〕直径 轴承旁连接螺栓通孔直径 轴承旁连接螺栓通沉头孔直径 剖分面凸缘螺栓凸台尺寸〔扳手空间〕 上下箱连接螺栓〔螺钉〕直径 上下箱连接螺栓通孔直径 上下箱连接螺栓沉头孔直径 箱缘尺寸〔扳手空间〕 轴承盖螺钉直径 检查孔盖连接螺栓直径 圆锥定位销直径 减速器中心高 轴承旁凸台高度 轴承旁轴承半径 轴承端盖〔轴承座〕外径 轴承旁连接螺栓距离 箱体外壁至轴承座端面的距离 轴承孔长度〔箱体内壁至轴承端盖的距离 大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离 齿轮端面与箱体内壁间的距离

n d1 d1/ D0 c1 c2 d2/d24 M12 13.5 26 20 16 M10 11 24 18 14 M8 M6 6 170 45 D0 c1 c2 d3 d4 d5 H h R 16 115,113 118,135 42 50 D2S K 12 10 10 七、联轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为KA1.5， 计算转矩为TcaKAT31.5925.21387.8Nm 所以选用弹性柱销联轴器TL10〔GB4323-84〕 其主要参数如下： 材料HT200

公称转矩Tn2000Nm 轴孔直径d1d270mm

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轴孔长L210mm，L1107mm 装配尺寸A80mm 半联轴器厚b58mm

〔[1]P163表17-3〕〔GB4323-84〕

八、润滑与密封

一、 齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为60㎜。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、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。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用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的直径确定为〔F〕B25-42-7-ACM，〔F〕B70-90-10-ACM。 轴承盖构造尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

九、减速器的附件的设计

1、挡圈：GB886-86

查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58； 2、油标：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20； 3、角螺塞：M18×1.5 ：/ZQ4450-86。

十、设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比方说箱体构造庞大，重量也很大。齿轮的计算不够准确，在查阅资料的过程中难免有数据的错误，以及在计算过程中的数据处理等等，我相信，通过这次的实践，不但让我们知道了设计的过程和步骤，而且也是对CAD的又一次训练，还能为我们以后的设计作了很大的帮助，能使我在以后的设计中防止很多不必要的工作，有能力设计出构造更紧凑，传动更稳定准确的设备。

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十一、设计参考文献目录

[1]?机械设计课程设计?，高等教育，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； [2]?机械设计〔第七版〕?，高等教育，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； [3]?简明机械设计手册?，同济大学，洪钟德主编，2002年5月第一版； [4]?减速器选用手册?，化学工业，周明衡主编，2002年6月第一版； [5]?工程机械构造图册?，机械工业，X希平主编

[6]?机械制图〔第四版〕?，高等教育，X朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版； [7]?互换性与技术测量〔第四版〕?，中国计量，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。

[8] 邱宣怀，郭可谦，X宗泽等. 机械设计〔第四版〕.：高等教育，2007. [9] 王旭，王积森，周先军等. 机械设计课程设计. ：机械工业，2005.

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