机械设计说明书标准版

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机械设计课程设计
设计说明书
设计题目胶带式输送机传动装置
设计者
班级运升101
指导老师韩旭东
时间 2011.１.12
目录
第一章概述 (1)
1-1 前言 (1)
1-2设计任务书 (2)
第二章减速器的结构草图 (3)
第三章电机的选择 (4)
第四章传动装置的运动和动力参数计算 (6)
4-1分配传动比 (6)
4-2传动装置的运动和动力参数计算 (6)
第五章 V带的设计及选择 (8)
第六章高速级直齿轮设计和强度校核 (10)
6-1 齿面接触强度计算 (10)
6-2 轮齿弯曲强度验算 (11)
6-3 结构设计 (16)
第七章斜齿轮设计和强度校核 (13)
7-1 齿面接触疲劳强度计算 (13)
7-2 轮齿弯曲强度验算 (14)
7-3 结构设计 (15)
第八章轴的初步设计 (18)
8-1 选择轴的材料 (18)
8-2 估算齿轮轴径 (18)
8-3 确定各段轴的尺寸 (18)
第九章轴的校核 (19)
9-1高速轴的校核 (19)
9-2低速轴的校核 (20)
第十章键和联轴器的选择 (23)
10-1键连接选择 (23)
10-2联轴器选择 (23)
第十一章减速器附件 (24)
11-1箱体设计 (24)
11-2附件 (24)
第十二章减速器润滑方式及密封 (26)
第十三章结语 (27)
第一章概述
1-1 前言
本书是根据学校课程安排，在学习了《机械设计基础》这门课的基础上，为了完成作业编写而成。

书内主要设计的是两级圆柱齿轮减速器，适用于机械加工过程中使用，可供机械加工人员参考。

减速器设计书系列是由2010级运升一班全体同学在老师的指导下编写，本书是此系列之一，可对比其他减速器设计书一起使用。

本书是按设计的进程，编写了电机的选择，带传动的设计，齿轮的设计，轴的设计，箱体的设计和减速器附件的设计等。

对各部分的尺寸和结构选择均有详细的说明并加有设计图。

同时，为使机械设计基础课程能够与现代计算机技术结合起来，本书的编写设计过程应用了机械CAD、画图工具等软件技术。

本书参考的资料有：《机械设计基础(高等教育出版社)》第七版，《机械设计课程设计（东北大学出版社）》，《机械设计师手册（机械工程出版）》等。

承蒙韩旭东老师审阅书稿，提出了许多宝贵建议，在此谨致谢意。

谨请读者对书中不妥之处提出宝贵意见。

编
编者
2011年1月
1-2 设计任务书
低速级:斜齿轮
高速级：直齿轮
设计条件：设计热处理车间零件情况传送设备，该设备传动系有电机、减速器传至传送带
二班制工作，工作期限八年。

本组选用第一组数据
题目项目123456轮毂直径300330350350380300传送带传送速度
传送带从动轴所需要扭
矩
700670650650105
900
第二章减速器的结构草图
第三章 电动机的选择 1.选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V 。

2.确定电动机效率Pw 按下试计算
1000w
w w
w
kw
V F
P η
⨯=⨯
试中Fw=4666N V=s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取
833.0=η
代入上试得
kw
kw FV
p 94.21000=⨯=
η
电动机的输出功率功率 o P 按下式
w
o
kw P
P
η
=
式中η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由试
2
23
g c r ηηηη=⨯⨯ 由表2-4滚动轴承效率
r
η
=：联轴器传动效率
c
η
= ：齿轮传动效率g
η
=（7级精度一般齿轮传动）
则η=
所以电动机所需工作功率为
kw Pw
P 53.3833.094
.2==
=
η
因载荷平稳，电动机核定功率Pw 只需要稍大于Po 即可。

按表中Y 系列
电动机数据，选电动机的核定功率Pw 为。

3.确定电动机转速
按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比
25
~9'=∑i
而工作机卷筒轴的转速为
min 1.401030014.363.060603r
D v n w =⨯⨯⨯==-π 现以同步转速有1500
m in r 和1000m in r 两种方案进行比较，由表查的
电动机数据，计算出的总传动比列于表
构紧凑，决定选用方案2。

电动机型号为Y132M1-6，额定功率为4KW,同步转速
为1000
m in
r
,满载转速为
=
w
n
960r/min,由表查得电动机的中心高H=132mm,
外伸轴段D⨯E=38⨯80mm。

第四章 传动装置的运动和动力参数
4-1.分配传动比
1.总传动比
∑
i 为
94.231.409600===
w n n i
2.分配传动比
I I I ∑
=i
i i 考虑润滑条件等因素，初定
02.4=I i ，978.2=I I i
4-2 计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速 0轴 min
960r n n m ==I
I 轴
min
480r n n m ==I
II 轴
m in 4.119r i n n ==
I
I
I I
III 轴
min
09.40r i n n ≈=I I
I I
I I I 卷筒轴 m in
09.40r n n w
==I I I
2.各轴的输入功率
0轴 P 0＝ I 轴
35
.395.053.301=⨯=⨯=C P P ηkw
II 轴 22
.399.097.053.312=⨯⨯=⨯⨯=承齿ηηP P kw
III 轴
09
.399.097.022.323=⨯⨯=⨯⨯=承齿ηηP P kw 卷筒轴
03
.399.099.009.334=⨯⨯=⨯⨯=联承ηηP P kw
3.各轴的输入转矩 电动机轴 m .12.350N T =
I轴
m.
72
.
66
480
35
.3
9550
n
9550
1
1N
P
T=
⨯
=
⨯
=
II轴
m.
55
.
257
4.
119
22
.3
9550
n
9550
2
2
2
N
P
T=
⨯
=
⨯
=
III轴
m.
08
.
736
09
.
40
09
.3
9550
n
9550
3
3
3
N
P
T=
⨯
=
⨯
=
工作轴
m.
43
.
721
09
.
40
03
.3
9550
n
9550
4
4
4
N
P
T=
⨯
=
⨯
=
第五章 V 带的设计及选择
已知条件：Y132M1-6额定功率：P=4KW,满载转速n1=960r/min 从动轴转速n2=480r/min 两班制工作 1、计算功率
P
c
由表8-3查得工作情况系数 2
.1=K A
，故
kw
K
P P A
c
8.442.1=⨯=⋅= 2、选择V
带型号
根据上述数据，查图8-4(机设)选B 型V 带。

3.确定带轮直径
d
d 1
d d 2
（1）、参考图8-2a （机设）及表8-4（机设）选取小带轮直径
mm
d
d 1251
=
（2）、从动带轮直径 d d 2 mm
d i d d d 250125212
=⨯==⋅
查表8-4（机设） 取mm
d d 2502=
4、验算带速
s
m d
n V d ⋅-≈⨯⨯⨯=
⨯⋅⋅=
1
1
1
128.61000601259601000
60ππ
小
于25m/s
5.确定中心距a 和带长L d
（1）、初选中心距
()()
d d a d d a a a a h 21021235.0+≤≤++
750
2190≤≤a 取
mm
a
3600
=
（2）、初算带的基准长度
mm mm
a d d d d d d d d a L 6.1319)360
4)125250()125250(23602(4)()(222
2
122100≈⨯-+++⨯=-+++=π
π
查表8-1(机设)取带的基准长度Ld=1400mm
、计算中心距:a
mm
mm a L L a d
400)26
.131********(2
=-+
=-+
=
6.验算小带轮包角α1
︒
≥︒=︒⨯--
︒≈1201.1623.5718012
1a d d
d d
α 能满足要
求
7.确定V 带根数Z
(1)、单根V 带所能传递的功率
由表8-2a 运用线性插值法求n1=960r/min 和mm
d d 1251=时的
额定功率P0值。

Kw
P 64.10
=
(2)、单根V 带传递功率的增量△P0
已知B 型小带轮转速n1=960r/min 传动比i=2 由表（8-2b ）查得△P0=
(3)、由表查得（8-5）查得包角系数︒
≈96.0k α
(4)、由表(8-6)查得长度系数KL= (5)、计算V 带根数Z ，
88.290
.096.0)29.064.1(8
.4)(0
≈⨯⨯+=
∇+≥K
K P P P
L
c
Z α
取Z=3根 所以采用V 带为B-1400X3
8．作用在带轮轴上的力 F0，由式（8-17）求单根V 带的张紧力
N q V v K P F a
c 216)15.2(250020
=+-⨯=
q
由
表
8-8
查
得
q=m
9．计算对轴的压力FQ
N N Z F F Q
22.1280)21.162sin 21632(2sin 210=︒
⨯⨯⨯=≈α
10．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图
小带轮基准直径d d1=125mm 大带轮基准直径d d2=250mm ，基准图见零件工作图。

第六章 高速级直齿轮设计和强度计算 6-1. 齿轮面接触强度计算 1.确定作用在小齿轮上的转矩
mm
N n P
T ⋅⨯⨯=
I
44.11067.610559
2．选择齿轮材料，确定许用接触应力[]根据工作要求，采用 齿面硬度≦350HBS
小齿轮选用45钢，调质，硬度为260HBS 大齿轮选用45钢，调质，硬度为220HBS
由表9-5的公式，可确定许用接触应力[] 小齿轮1][H σ=380+=380+⨯=562Mpa 大齿轮2][H σ=380+=380+⨯=534Mpa
3.选取齿宽系数Φ,取Φ=
4.确定载荷系数K ，因齿轮相对轴承对称布置，且载荷较平 衡，故取K=。

5．计算中心距a
a=48(i+1)
2
3
1
)]
[(
H E Z KT σ⋅
6.选择齿数并确定模数 取Z1=28则Z2=IZ1=4⨯28=113 m=
取标准模数（表9-1）m=2mm 7.齿轮几何尺寸计算
小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径 d1=mz1=2⨯28=56mm a1=d1+2m=56+2⨯2=60mm
大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径 d2=mz2=2⨯113=226mm da2=d2+2m=226+4=230mm 中心距
a=(d1+d2)/2=(56+226)/2=141 大齿轮宽度
b2=Φaa=⨯=
小齿轮宽度 因小齿轮齿面硬度高，为补偿装配误差，避免工作时在大齿轮齿面上造成压痕，一般b1应比b2宽些，取b1=b2+5=+5=
8．确定齿轮的精度等级 齿轮圆周速度
V=(πd1n1）/60000=⨯⨯/60000=s
根据工作要求和圆周速度，由表（9-3）选用8级等级 6-2 齿轮弯曲强度验算
1.确定许用弯曲应力 根据表（9-7）查得
MPa HBS F 1922602.01402.0140][1=⨯+=+=σ
MPa HBS F 1842202.01402.0140][2=⨯+=+=σ 2.查取齿形系数F Y ,比较F Y /][F σ 小齿轮z1=28，由表9-6查得1F Y =, 大齿轮Z2=113由表9-6查得2
F Y =
1F Y /1][F σ=192=
2F Y /2
][F σ=184=
因1F Y /1][F σ＞
2F Y /2
][F σ所以应验算小齿轮
3．验算弯曲应力 计算时应以齿宽b2代入，则
2
11
112][m bz Y KT F F =
σ =(2×××104
×/×28×22=﹤192Mpa 安 全
6-3 结构设计
第七章 斜齿轮设计和强度计算 7-1 齿面接触疲劳强度计算
1）选择齿轮材料、确定许用接触应力【H σ】2 根据工作要求，采用齿面硬度H σ≤350HBS 小齿轮选用40Cr 钢，调质，硬度为260HBS. 大齿轮选用42SiMn 钢，调质，硬度为220HBS 根据表9-5公式确定许用接触应力【H σ】 小齿轮【H σ】1=380+260=640Mpa 大齿轮【H σ】2=380+220=600Mpa
2)选择齿宽系数a ψ
=
3）确定载荷系数K
因齿轮相对轴承对称布置，且带式输送机载荷较平稳，取K= 4)初步计算中心距 由公式（9-27）知
，
a=46(i+1)2
1
3
][H a i KT σψ=46⨯+1)2
4
6004.098.210755.253.1⨯⨯⨯⨯=378.0==169mm
5)选择齿数、螺旋角、确定模数
取小齿轮数Z 1=20,则Z 2=iZ 1=⨯= 取Z 2=60 中心距取为a=169 初步选定β
=12
由公式（9-28）可得法向模数
m n =
2
1cos 2z z a +β=602012cos 16920
+⨯⨯=
根据表9-1，取m n =4mm,取为标准模板后，必须按式（9-29）重新计算精准的螺旋角。

即
β=arccos a z z m n 2)(21+=arccos 1692)6020(4⨯+⨯==
在80-200
范围内，上述参数合适。

6）确定其他尺寸。

分度圆直径：d 1=βcos 12z m =9467.020
4⨯=
d 2=βcos 22z m =9467.0604⨯=
齿顶圆直径：d 1a = d 1+2m n =+2⨯4= d 2a =d 2+2m n =+2⨯4= 齿根圆直径：d
1
f =1 m
n
=⨯ d
2
f = 2 m
n
=⨯中心距：
a=221d d +=251
.2535.84+==169mm
大齿轮齿宽：b 2=⨯
a ψa=⨯=.取
b 2=70mm
大齿轮齿宽：b 1= b 2+(5--10)=75—80mm 取 b 1=75mm
小齿轮齿面硬，为便于安装，故齿宽要大些，以免工作时在大齿轮齿面上造成压痕。

7）确定齿轮精度等级
齿轮周转速度V=60001
1n d π=60004
.11950.8414.3⨯⨯=s m
根据工作要求及周转速度，由表9-3取9度等级
7-2 齿轮弯曲强度验算 1）确定许应弯曲应力
带式输送机齿轮传动是单向传动，由9-7可得齿轮的许用弯曲应力。

【F σ】1=155+=155+⨯=233Mpa 【F σ】2=155+=155+⨯=221Mpa
2)查齿形系数
][F F
Y σ
斜齿轮应按当量齿数z v ,查Y F 值
Z 1v =β31cos z =3
9467.020==24 Z 2v =
β32cos z =39467.060=71 由表9-6查的：Y 1F =. Y 2F =
11][F F Y σ=23367
.2= 22][F F Y σ=22125.2=
因11
][F F Y σ≥22][F F Y σ 应验算小齿轮 3）验算弯曲应力：
由式（9-30）得：1F σ=1116.1d bm Y KT n F =5.8447067
.210755.253.16.14⨯⨯⨯⨯⨯⨯=≤ Mpa 验算合用
7-3 结构设计
名称符
号单位高速级低速级
小齿
轮
大齿
轮
小齿
轮
大齿
轮
中心距a mm125160
传动比i
模数m mm2
压力角αº2020
齿数Z22210328100分度圆
直径
d mm44206670250
齿顶圆直径
d
a
mm4821075255
齿根圆直径
d
f
mm39201
齿宽b mm50457570
第八章轴的初步设计
8-1 选择轴的材料
选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。

由机械设计P276表12-2查的 C＝118～107
8-2 估算轴的直径
1轴（高速轴）
55
.
22
~
448
.
20
480
35
.3
)
118
~
107
(3
3=
=
=
n
p
c
d
考虑到联轴器、键槽的影响，取d1＝22cm
2轴 (中间轴)
386
.
35
~
08
.
32
4.
119
22
.3
)
118
~
107
(3
3
2
=
=
=
n
p
c
d
cm
取d2＝35
3轴
218
.
50
~
536
.
45
09
.
40
09
.3
)
112
~
107
(3
3
3
=
=
=
n
p
c
d
cm
取d3＝50cm
8-3 确定各段轴的尺寸
1、低速轴（径向尺寸） d1＝50
d2=58 d3=60
d4=68 d5=70
d6=62 d7=60
轴向尺寸 L1=110
L2=52 L3=31
L4=73 L5=10
L6=68 L7=45/
2、中间轴（径向尺寸） d1＝35 d2=37 d3=44
d4=37 d5=35
轴向尺寸 L1=36
L2=55 L3=10
L4=73 L5=42
3、高速轴(径向尺寸)： d1＝22
d2=27 d3=30
d4=37 d5=60
d6=d4=37 d7=d3=30
轴向尺寸： L1=35
L2=52 L3 =19
L4=89 L5=61
L6=12 L7=19
九 轴的校核计算 9-1 高速轴的校核 1、轴强度校核
1). 高速轴的强度校核
由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度b
σ=700Mpa
2）.
b
σ.计算齿轮上受力（受力如图所示）
切向力N
d T F t
e 238256107.66223
11=⨯⨯== 径向力
N
F F te re 86720tan =︒⨯=
3）.计算弯矩
水平面内的弯矩：
mm N l ab F M re y .32132181129
52867max =⨯⨯==
垂直面内的弯矩：
mm N l F M te z .88279181129522382max =⨯⨯==
故mm N M M M z y .939452
2=+=
取α=， 计算轴上最大应力值：
()()MPa
MPa W
T M 70068.32252.0107.666.09394532
322
12max <=⨯⨯⨯+=+=
ασ
故高速轴安全，合格。

弯矩图如下：
2 低速轴的校核
1) 低速轴的强度校核
由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度b
σ=700Mpa
2）.b
σ.计算齿轮上受力（受力如图所示）
切向力
N d
T
F te5796
254
10
08
.
736
2
23
4
3
'=
⨯
⨯
=
=
径向力
N F
F t
re2228
364
.0
782
.
18
cos
5796
20
tan
cos
'=
⨯
=
︒
⨯
=
β
轴向力N F F t a 1971782.18tan 5796tan '
=⨯=⨯=β 3）.计算支点反作用力及弯矩 支承反力
N c b c F F t RBH 2165795.13279
5796=+⨯=+=
N c b b F F t RCH 3631795.1321325
5796=+⨯=+=
水平面内的弯矩：
mm N b F M RBH IH .2868635.1322165=⨯==
垂直面支承反力
N
c b c
F d
F F r a RBV 2016795.13279222812719712=+⨯+⨯=++=
N c b d
F F F a
rb RCV 212795.132********.13222282=+⨯-⨯=+-=
垂直面内的弯矩：
mm N b F M RBV IH .2671205.1322016'=⨯==
mm
N c F M RCV IH .1674879212"=⨯==
合成弯矩
mm N M M M IH IH WI .1092.32671202868635222'2'⨯=+=+= mm N M M M IH
IH WI .1087.2167482868635222
"2
"
⨯=+=+=
轴上转矩T=）计算截面I-I,II-II 的直径
已知轴的材料取45钢调质，MPa B 700=σ查表12-3计算得
α=，
轴截面I-I 处的当量弯矩
()()()
mm
N T M M IV I .109.51008.7366.01092.352
32
52
2''⨯=⨯⨯+⨯=
+=α
轴截面II-II 处的当量弯矩
mm N T M II .4416507360806.0"=⨯==α
故轴截面I-I 的直径
mm
d 45651.0109.535
1=⨯⨯=
因为在截面处有键槽所以轴的直径要增加，并考虑结构要求取mm d 601=
截面II-II 处的直径
41
651.0441650
3
2=⨯=d
因为在截面处有键槽所以轴的直径要增加，并考虑结构要求取mm d 561=
第十章 减速器附件 10-1 键联接选择
键类型的选择
选择45号钢，其许用挤压应力[]p σ=150Mpa
1轴
左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm ，轴段长56mm ， 所以选择单圆头普通平键(A 型)键b=8mm,h=7mm,L=45mm 2轴
轴段长为73mm ，轴径为43mm ，所以选择平头普通平键（A 型） 键b=12mm,h=8mm,L=63mm
轴段长为43mm ，轴径为43mm ，所以选择平头普通平键（A 型） 键b=12mm,h=8mm,L=35mm 3轴
轴段长为68mm ，轴径为48mm ，所以选择圆头普通平键（A 型） 键b=14mm,h=9mm,L=58mm
右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm ，轴段长78mm ， 所以选择单圆头普通平键(A 型)键b=10mm,h=8mm,L=69mm 10-2 联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器
1.减速器进口端
)(12501m N T •=
选用TX3型（GB/T 5014-2003）弹性套柱销联轴器，采用Z 型轴孔，A 型键，轴孔直径d=22~30mm,选d=30mm,轴孔长度
为L=45mm
2.减速器的出口端
)(4004m N T •=
选用GY5型（GB/T 5843-2003）弹性套柱销联轴器，采用Y 型轴孔，C 型键，轴孔直径d=50~71mm,选d=50mm,轴孔长度
为L=60mm
第十一章 减速器附件 11-1.箱体设计
2.附件
为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。

第十二章减速器润滑方式、密封形式
1.润滑
本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。

1）.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30～50㎜。

取为60㎜。

2）.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。

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。

2.密封形式
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。

轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。

第十三章结语
此次减速器，经过大半学期的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.
这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来在老师
的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.
尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad 软件有了更进一步的掌握。

对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。

参考文献
《机械设计手册》
《机械设计》
《机械设计课程设计》
《工程材料及其成形基础》
《理论力学》
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