机械传动设计说明书

设计说明书

一、前言

(—)课程设计的目的(参照第1页)

机械零件课程设计是学生学习《机械技术》（上、下）课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤，为今后学习专业技术知识打下必要的基础。

(二)传动方案的分析(参照第10页)

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，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、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．在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，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，减小带传动的结构尺寸。

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—。本设计采用的是单级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。

说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合(如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成)。

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二、传动系统的参数设计

已知输送带的有效拉力Fw＝2350，输送带的速度Vw=1.5,滚筒直径D=300。连续工作，载荷平稳、单向运转。

1)选择合适的电动机；2)计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；3)计算传动装置的运动参数和动力参数。

解：1、选择电动机

(1)选择电动机类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。

(2)选择电动机容量

工作机所需功率：,其中带式输送机效率ηw=0.94。

电动机输出功率：其中η为电动机至滚筒、主动轴传动装置的总效率，包括V带传动效率ηb、一对齿轮传动效率ηg、两对滚动轴承效率ηr2、及联轴器效率ηc，值计算如下：η=ηb ?ηg ?ηr 2?ηc=0.90

由表10—1(134页)查得各效率值，代入公式计算出效率及电机输出功率。使电动机的额定功率Pm＝(1～1.3)Po，由表10—110(223页)查得电动机的额定功率Pm=5.5。

(3)选择电动机的转速

计算滚筒的转速：95.49

根据表3—1确定传动比的范围：取V带传动比ib＝2～4，单级齿轮传动比ig＝3～5，则总传动比的范围：i＝(2X3)～(4X5)＝6～20。

电动机的转速范围为n′=i?nw(6~20)?nw=592.94~1909.8

在这个范围内电动机的同步转速有1000r／min和1500r ／min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000，根据同步转速确定电动机的型号为Y132M2-6，满载转速960。（223页）

型号额定功率满载转速同步转速

Ｙ１３２Ｍ２－６５．５９６０1000

2、计算总传动比并分配各级传动比

(1)计算总传动比：i=nm／nW=8～14

(2)分配各级传动比：为使带传动尺寸不至过大，满足ib

3、计算传动装置的运动和动力参数

(1)各轴的转速：n1=nm/ib n11=n1/ig nw=n11

(2)各轴的功率：P1=Pm?ηb P11=P1?ηr?ηg Pw=P11?ηr?ηc

(3)各轴的转矩：T0=9550Pm/nm T1=9550P1/n1 T11=9550P11/n11 Tw=9550Pw/nw

最后将计算结果填入下表：

参数轴名

电机轴 I轴 II轴滚筒轴转速n(r/min) nm=960 n1=384 n11=96 nw=96 功率P(kW) Pm=5.5 P1=5.28 P11=5.08 Pw=4.99 转矩T(N?m)T0=54.71 T1=131.31 T11=505.67 Tw =496.5

传动比i ib=2.5 ig=4.02 1

效率ηηb=0.96nb?ηr=0.96ηr?ηc=0.98

三、带传动的设计计算

已知带传动选用Y系列异步电动机，其额定功率Pm=5.5，主动轮转速nw=960,从动轮的转速n1=384,ib=2.5。单班制工作。有轻度冲击。

计算项目计算内容计算结果

①确定设计功率

②选V带型号

③确定带轮直径

④验算带速

⑤确定带的基准长度和

⑥验算小带轮包角

⑦计算带的根数

⑧计算初拉力

⑨计算对轴的压力

⑩带轮结构设计绘工作图查表34—3，取KA：1．2，故

Pd=KAP=1．2 × 11=6.05kW

根据Pd和nl查图34—9，选B型普通V带

由表34—4，取小带轮基准直径ddl=125mm

传动比 2.5

大带轮基准直径dd2=idd1 2.94×125=312.5mm

圆整da2=315mm

验算=

由0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)初定中心距a0＝700mm带的基准长度为

传动中心距

Ld0 2×700+ (125+375)+(375-125)2=2208mm查表34—2，取Ld=2800mm

由式(34—9)，实际中心距

a=a0+ =647mm

a1 180°-57.3°× 155

由式(34—11)，z=

由ddl=125mm，n1=960r／min，查表34—5，

P1=0.8kW

查表34—6，B型带，Kb=2．67×10-3，查表34—7，由I=2．5，得

Ki=1．14

P1=2.67×10-3×960 =0.32kW

Ka=1.25(1-5-a1/180°)=1.25(1-5-160°/180°)=0.937

查表34—2，由Ld=2800mm，得KL=1.03

则Z= 6.7

取c＝7根

查表34—1，B型带，q=0．17kg／m;由式(34—13)得

F0=500×＋0.17×6.352=249.1N

由式(34-14)得

Ｑ=2zFosin 2×5×1×sin ＝3434。4N

Pd=6.05kw

B型

dd1=125mm

dd2=375mm

V=6．28m／s

合适

2800mm

a=700mm

a1=155

合适

Z=3

四、齿轮的设计计算

已知传递的名义功率P1＝5.28，小齿轮转速n436.36，传动比ig＝4.05连续单

向运转，传动尺寸无严格限制；电动机驱动。

计算项目计算内容计算结果

1. 选精度等级、材料及齿数

2. 按齿面接触强度设计

3传动尺寸计算

1）精度等级选用8级精度；

2）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝96的；

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

按式

查表35-12得Ka=1

初估速度=4

由图35-30b查得Kv=1.1

取=0

由式=[1.88-3.2（+ ）]cos =1.713

取=1

由图35-31得,K =1.46

由图35-32得,K =1.05

所以K`=1.364

d` 61.4

v= =3.08

因与初估圆周速度相差较大，故应修正载荷系数及小齿轮直径

由图35-30b得Kv=1.03,

K=1.276，

d1=59.5,

=147.6，取150mm

=2.48,

取m=2.5

d1= =60

d2=ud1=240

b=

取b1=70,b2=60

3）结构设计

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。

Z1=24

Z2=96

五、轴的设计计算

(一)主动轴的设计计算

已知传递的功率为P1=5.28，主动轴的转速为n1=384，小齿轮分度圆直径d1=60，

啮合角d=20，轮毂宽度B小齿轮＝700mm，工作时为单向转动。

解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表39—1、39—8)

轴名材料热处理硬度抗拉强度许用弯曲应力

主动轴45号钢调制217~255 650MPa 60MPa

2、画出轴的结构示意图：

3、计箅轴各段直径

计算项目计算内容计算结果

1、计算d1

2、计算d2

3、计算d：

4、计算山

5、计算d5

由教材表39-7得：A=118～106，取A=118(取较大值)

d1" 27.14, 轴上有一个键槽，故轴径增大５％

d1’=d1”×（1+5%）＝28.50 按138页圆整dl=30

d2’=d1+2a=d1+2×(0．07-0．1)×d1=34.2-36，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=35。(191页) d3’=d2＋（1～5）mm＝36-40，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3＝40。所选轴承型号为6208，B＝18，D＝80，G＝22.8，C0r=15.8

d4’=d3+(1-5)mm=41-45，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径；一般取0,2,5,8为尾数。取d4=45

d5=d3=40，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于

轴承座孔镗制和减少轴承类型。

d1=30

d2=35

d3=40

d4=45

d5=40

4、计笪轴各段长度

计算项目计算内容计算结果

1、计算Ll

2、计算L2

3、计算L3

4、计算L4

5、计算L5 B带轮=(Z一1)e+2f=，e、f值查教材表34-8

L1’=(1.5～2)d1，按138页取Ll=58

L2=l1+e+m=50

e=1.2d3，其中d3为螺钉直径，查表5—1(23页)

m=L-Δ3-B轴承小

=6+C1+C2+(3～8)-Δ3小一B轴承小=20

式中6、Cl、C2查表5—1。l1、Δ3小查表6—8(75页，按凸缘式端盖查l1),若m

L3=B轴承小+Δ2小+Δ3小，Δ2小查表6—8(75页)

<10—15，故小齿轮做成齿轮轴，L4＝B小齿轮

L5=L3 L1=58

L2=50

L3=40

L4=70

L5=40

5、校核轴的强度

计算项目计算内容计算结果1．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6. 弯扭校合

6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差

(二)从动轴的设计计算

已知传递的功率为P11=5.08，从动轴的转速为n11=96，大齿轮分度圆直径d2=240

啮合角α=20°轮毂宽度B大齿轮＝600mm，工作时为单向转动。

解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表39—1、39—8)

轴名材料热处理硬度抗拉强度ob 许用弯曲应力[o川b

从动轴45号钢正火170-217 600MPa 55MPa

画出轴的结构示意图

计算轴各段直径

计算项目计算内容计算结果

1、计算d，

2、计算d2

3、计算d3

4、计算d4

5、计算d5

6、计‘算d6 由教材表39-7得：A=118～106，取A=115 (取较大值)

d1" , 轴上有一个键槽，故轴径增大5％

d1’=d1”×（1+5%）＝45，为使所选轴径与联轴器的孔径

相适应，故需同时选取联轴器。查184页，相配合的联

轴器选HL4 型弹性柱销联轴器，轴径相应圆整为dl’，

半联轴器长l=112。

d2’=d1+2a1=d1十2×(0.07-0.1)×dl=36.48-38.4，因d2必须符

合轴承密封元件的要求，取d2=55。(191页)

d3’=d2+(1～5)mm=41-45，d3必须与轴承的内径一致，圆

整d3=。所选轴承型号为6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8

d4’=d3+(1～5)mm=，为装配方便而加大直径，应圆

整为标准直径：一般取0,2,5,8为尾数。取d4=62

d5’=d4+2a4=d4+2×(0.07-0.1)×d4，d5=75(取整)

d6=d3=60，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴

承座孔镗制和减少轴承类犁。

d1=45

d2=55

d3=60

d4=62

d5=75

d6=60

计算项目计算内容计算结果

1、计算Ll

2、计算L2

3、计算13

4、计算L4

5、计算L5

6，计算L6 半联轴器的长度l=112，为保证轴端挡圈只压在半

联轴器上，而不压在轴的端面上，故第1段的长度应

比l略短一些，按138页取L1=82

l2=l1+e+m‘=50

e=1．2d3，其中d3为螺钉直径，查表5—1(23页)

m=L-Δ3-B轴承小

=6+C1+C2+(3～8)-Δ3小一B轴承小=20

式中6、Cl、C2查表5—1。l1、Δ3小查表6—8(75页，

按凸缘式端盖查l1),若m

L3=B轴承大+Δ2大+Δ3大，Δ2大＝Δ2小＋=54（公式中Ｂ为齿轮宽度）

L4=B大齿轮一2＝60

L5=b=1.4a4=12取整)

L6=Bz轴承大＋Δ2大+Δ3大－L5=31 L1=82 L2=50

L3=54

L4=58

L5=22

L6=45

5、校核轴的强度

计算项目计算内容计算结果

2．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6. 弯扭校合

6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差(例图) 略

计算注意事项：1、主动轴与从动轴的e应相等，2、主、从动轴m+Δ3+B螈应相等

(一)主动轴外伸端处键的校核

已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1＝131，轴径为d1=30，轴长L1=58

带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击六、键的选择与验算

计算项目计算内容计算结果

1)键的类型

及其尺寸

选择

2)验算挤压

强度

3)确定键槽尺

寸及相应的公

差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型

平键联接。

根据轴径d=30，由表10-33(165页)，查得：键宽

b=8，键高h=7，因轴长L1=58，故取键长L=50

将I=L—b，k=0.4h代入公式得挤压应力为

53.82Mpa

由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应

力[ ]50—60MPa，ap<[ ]，故挤压强度足够。

(以为例)由附表10-33(165页)得，

轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的

极限偏差为：。毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深

h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为0.030

键b×h

键长L=50

53.58

ap<[Op]

强度足够

4)绘制键槽工作图

(二)从动轴外伸端处键的校核

已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T11=505轴径为d1=45，宽度L1=82。联轴器、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击

计算项目计算内容计算结果

1)键的类型

及其尺寸

选择

2)验算挤压

强度

3)确定键槽尺

寸及相应的公

差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型

平键联接。

根据轴径d=45，由表10-33(165页)，查得：键宽

b=12，键高h=8，因轴长L1=82，故取键长L=70

将I=L—b，k=0.4h代入公式得挤压应力为

52.41Mpa

由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应

力[ ]50—60MPa，ap<[ ]，故挤压强度足够。

(以为例)由附表10-33(165页)得，

轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的

极限偏差为：。毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深

h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为0.030

键b×h

键长L=70

52.41

ap<[Op]

强度足够

(三)从动轴齿轮处键的校核

已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T11=505，轴径为d1=52，宽度L4=58。

齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击

计算项目计算内容计算结果

1)键的类型

及其尺寸

选择

2)验算挤压

强度

3)确定键槽尺

寸及相应的公

差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型

平键联接。

根据轴径d=30，由表10-33(165页)，查得：键宽

b=14，键高h=9，因轴长L1=60，故取键长L=45

将I=L—b，k=0.4h代入公式得挤压应力为

59.17Mpa 由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应

力[ ]50—60MPa，ap<[ ]，故挤压强度足够。

(以为例)由附表10-33(165页)得，

轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的

极限偏差为：。毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深

h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为0.030

键b×h

键长L=45

59.17

ap<[Op]

强度足够

注意：从动轴的许用挤压应力[op]：100—120Mpa。键的工作图都需要画出。

七、轴承的选择与验算

(一)主动轴承的选择与验算

已知轴颈直径d3=40，n1=384 Rva=1192 Rvb=1192 ，运转过程中有轻微冲击

计算项目计算内容计算结果

1、确定轴承的基本参数

2、计算当量动负荷P

3、计算基本额定寿命

由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数

P=RvA、RⅧ中较大者

因球轴承，故c=3，查教材表38-10，取fd=1，

查教材表38-11，取gT=1

代入计算得：Lh=

故所选轴承合适。(1h’可查表或按大修期确定)

P=1.2

Lh>Lh，

合适

(二)从动轴承的选择与验算

已知轴颈直径d3=60，n11=96，RvA=3063，Rw=3063，运转过程中有轻微冲击

计算项目计算内容计算结果

1、确定轴承的基本参数

2、计算当量动负荷P

3、计算基本额定寿命

由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数

P二RvA、RⅧ中较大者

因球轴承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1，

查教材表38-11，取gT=1

代入计算得：Lh=

故所选轴承合适。(1h’可查表或按大修期确定)

P=1.2

Lh>Lh，

合适

注意：如寿命过大，则重选轴承型号，取轻或特轻系列八、联轴器的选择与验算

已知联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速nh=96，传递的功率为P11=5.08传递的转矩为T"=505 ，轴径为d1=45

计算项目计算内容计算结果

1、类犁选择

2、计算转矩

3、型号选择为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴器，代号为HL。

由教材表43-l，选择工作情况系数K=1.25

Tc=K?TⅡ=631.96

按计算转矩、轴径、转速，从标准中选取HL3型

弹性柱销联轴器，采用短圆柱形轴孔。

公称转矩：Tn=630>Tc

许用转速：n1=1000>n11

主动端：了型轴孔、A型键槽、轴径d1=，半联轴

器长度L：HL弹性柱销联轴器

Tc=631.96

联轴器的选择结果

型号轴孔直径轴孔长度公称转矩许用转速

HL4 45 112 1250 4000

九、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

名称符号尺寸

箱体厚度具体内容参照23页表5-1 8mm

十、齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择

(一)减速器的润滑

1、齿轮的润滑：根据齿轮的圆周速度 6.28 选择10mm 润滑，浸油深度

，(36页)润滑油粘度为59 。(41页)

2、轴承的润滑：滚动轴承根据轴径选择脂润滑，润滑脂的装填量

，润滑脂的类型为钙基2号钠基2号。(39-40页．) (．-2：)减速器的密封(42—46页)

1、轴伸出处密封：轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式

2、轴承室内侧密封：采用挡油环密封方式，其作用是防止过多的油，杂质以及啮合处的热油冲入轴承室

3、箱盖与箱座接合面的密封：采用密封条密封方法

画出封油环与毡圈示意图(46页与191页)

十一、减速器附件的设计

说明：按课程设计47—53页进行设计，对每一种附件，说明其作用，并画出结构示意图。

(一)窥视孔盖和窥视孔的设计

作用：检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注入润滑油

结构示意图

窥视孔开在机盖的顶部，应能看到传动零件啮合，并有足够的大小，以便于检修。

(二)排油孔与油塞

作用：排放污油，设在箱座底部

结构示意图

放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其结构如图

十二、设计参考资料目录

所用到的参考资料都可以列出，如：

1、机械设计基础课程设计：张建中主编，徐州：中国矿业大学出版社，

2、一一一”．

十三、结束语

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。