1、 湖南理工學院 機械設計課程設計任務書設計題目：車間零件傳送設備的傳動裝置設計 院 部： 機械工程學院 專 業： 機械電子工程 學生姓名: 學 號: 起迄日期: 2011年12月13日 2012 年1月2日 指導教師: 教研室主任： 目 錄第1章 概述2 1.1課程設計的目的2 1.2設計的內容和任務3 1.3設計的步驟3第2章 傳動裝置的總體設計3 2.1原始數據及已知條件3 2.2設計方案3 2.3電動機的選擇5 2.4傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配6 2.5計算傳動裝置各軸的運動和動力參數6第3章 傳動零件的設計計算7 3.1帶傳動的設計7 3.2齒輪傳動的設計9 3.3軸的設

2、計13 3.4滾動軸承的校核23 3.5鍵的設計24 3.6聯軸器的設計25 3.7潤滑密封的設計25第4章 箱體結構的設計53第5章 總結28第6章 參考資料29第1章 概述 1.1 課程設計的目的課程設計目的在于培養機械設計能力。課程設計是完成機械設計專業全部課程學習的最后一次較為全面的、重要的、必不可少的實踐性教學環節，其目的為：1. 通過課程設計培養綜合運用所學全部專業及專業基礎課程的理論知識，解決工程實際問題的能力，并通過實際設計訓練，使理論知識得以鞏固和提高。2. 通過課程設計的實踐，掌握一般機械設計的基本方法和程序，培養獨立設計能力。3. 進行機械設計工作基本技能的訓練，包括訓練

3、、計算、繪圖能力、計算機輔助設計能力，熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準、規范等）。1.2 設計的內容和任務1.2.1設計的內容本設計的題目為車間零件傳送設備的傳動裝置設計，設計的主要內容包括以下幾方面： （1）擬定、分析傳動裝置的運動和動力參數；（2）選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數；（3）進行傳動件的設計計算，校核軸、軸承、聯軸器、鍵等；（4）繪制減速器裝配圖及典型零件圖；（5）編寫設計計算說明書。1.2.2 設計的任務（1）減速器裝配圖1張（0號圖紙）（2）輸入軸零件圖1張（3）齒輪零件圖1張（4）設計說明書1份1.3 設計的步驟遵循機械設計過程的一般規律，大體上按以下步驟進行

4、：1. 設計準備 認真研究設計任務書，明確設計要求和條件，認真閱讀減速器參考圖，拆裝減速器，熟悉設計對象。2. 傳動裝置的總體設計 根據設計要求擬定傳動總體布置方案，選擇原動機，計算傳動裝置的運動和動力參數。3. 傳動件設計計算 設計裝配圖前，先計算各級傳動件的參數確定其尺寸，并選好聯軸器的類型和規格。一般先計算外傳動件、后計算內傳動件。4. 裝配圖繪制 計算和選擇支承零件，繪制裝配草圖，完成裝配工作圖。5. 零件工作圖繪制 零件工作圖應包括制造和檢驗零件所需的全部內容。6. 編寫設計說明書 設計說明書包括所有的計算并附簡圖，并寫出設計總結。 第二章 傳動裝置的總體設計 2.1 原始數據及已知

5、條件1、輸送帶主動軸輸出轉矩t = 720 nm；2、輸送帶工作速度 v= 0.7 m/s；3、滾動直徑 d= 250 mm；4、滾筒效率 j=0.96；5、工作情況：兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩；6、使用折舊期8年；7、工作環境：室內，灰塵較大，環境最高溫度35oc；8、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220v；9、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修； 10、制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 2.2設計方案 方案：一級v帶傳動加一級圓柱齒輪減速器 優點：結構簡單，帶傳動易加工，成本低，可吸振緩沖，應用較廣泛。 缺點：外廓尺寸大，帶的壽命短，需經常更

6、換。 圖形如下：2.3電動機的選擇2.3.1確定電動機的功率運輸機所需的功率：傳動總效率：故電動機所需的功率：由，選電動機的額定功率2.3.2確定電動機的轉速 運輸機的轉速 v帶的傳動比范圍為24，一級齒輪的傳動比為36，則總的傳動比范圍為624。故電動機轉速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉速有750r/min，1000r/min。為了既不使電動機尺寸過大，也不使傳動裝置因傳動比過大而導致其外廓尺寸過大，價格增加，選用同步轉速為750r/min的電動機。根據電動機的額定功率和同步轉速為750r/min由有關手冊查y系列三相異步電動機，確定所需電動機的型號是y132s-8，其主要性能列于下表型

7、號額定功率滿載轉速啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩y132s-82.27102.02.02.4傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配2.4.1計算總傳動比： 2.4.2分配各級傳動比： 為使v帶傳動外廓尺寸不致過大，保證各級傳動件尺寸協調結構勻稱合理，取v帶傳動比，則一級齒輪的傳動比2.5計算傳動裝置各軸的運動和動力參數 2.5.1各軸的轉速 電動機軸 i軸 ii軸 iii軸（滾筒軸） 2.5.2各軸的輸入功率 電動機軸 （輸出功率） i軸 ii軸 iii軸（滾筒軸） 2.5.3各軸的輸入轉矩 電動機軸 （輸出轉矩） i軸 ii軸 iii軸（滾筒軸） 現將各軸的運動和動力參數計算結果整理于表

8、中軸名功率p(kw)轉矩t(n.mm)轉速n(r/min)傳動比效率電動機軸1.824211710 30.96i軸1.72869728236.7ii軸1.65929599353.54.420.96iii軸（滾筒軸）1.61028717353.5 10.97第三章 傳動零件的設計計算 3.1帶傳動設計 1、確定計算功率由2中表8-7查得工作情況系數由2中公式8-21： 2、選擇v帶的帶型根據及,由2中圖8-11選用a型3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑由2中表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑驗算帶速 按2中公式8-13驗算帶的速度 因為,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根

9、據2中公式8-15a計算大帶輪的基準直徑由2中表8-8取4、確定v帶的中心距和基準長度 根據2中公式8-20，,初定中心距由2中公式8-22計算所需的基準長度 由2中表8-2選帶的基準長度計算實際中心距 由2中公式8-23計算5、驗算小帶輪上的包角 根據2中公式8-25計算：6、計算帶的根數z計算單根v帶的額定功率由和,查2中表8-4a得根據和a型帶查2中表8-4b得查2中表8-5得，查2中表8-2得,于是由2中公式8-26：計算v帶的根數z 取2根7、計算單根v帶的初拉力的最小值根據2中公式8-27： 其中q由2中表8-3得a型帶應使帶的實際初拉力。8、計算壓軸力壓軸力的最小值由1中公式8-

10、28得： 9、帶輪的結構設計及繪制帶輪零件圖 小帶輪采用實心式，大帶輪為腹板式。3.2齒輪傳動設計3.2.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數按照已經選定的傳動方案，齒輪選擇如下：1. 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動2. 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照2中表10-8，選擇7級精度（gb10095-88）3. 材料 由2中表10-1選擇：兩者材料硬度差為40hbs 小齒輪 40cr 調質 硬度280hbs大齒輪 45鋼 調質 硬度240hbs4. 試選擇小齒輪齒數 大齒輪齒數 3.2.2 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內各計算數值試選載荷系數小齒輪轉矩由文獻2中表10-6查得

11、材料彈性影響系數齒寬系數：由文獻2中表107知齒寬系數由文獻2中圖10-21d 按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度極限： 計算應力循環次數由文獻2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數 計算接觸疲勞許應力 取失效概率為1% 安全系數s=1由文獻2中式10-12計算 由式試算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 計算齒寬b 計算齒寬與齒高比模數 齒高 計算載荷系數據 7級精度。由圖10-8查動載荷系數直齒輪 由文獻2中表10-2查得使用系數由文獻2中表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時 由 在文獻2中查圖10-13 得 故載荷系數 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由文獻2中式10-

12、10a得 計算模數m 3.2.3 按齒根彎曲強度計算由文獻【1】中式10-5彎曲強度設計公式 1. 確定公式內各計算數值 由文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由文獻2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數 由2中式10-12 計算載荷系數 查取齒形系數 由2中表10-5查得：， 查取應力校正系數 由2中表10-5查得：，計算大小齒輪的 大齒輪的數值大2. 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載

13、能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積有關，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數1.92并根據gb1357-87就近圓整為標準值，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數 大齒輪的齒數 取3.2.4、齒輪幾何尺寸計算分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 取 圓周力：徑向力：表3-1 齒輪設計幾何尺寸及參數齒輪壓力角模數中心距齒數比齒數分度圓直徑齒寬小齒輪201.25113.754.423341.2547大齒輪149186.2542齒根圓，齒頂圓直徑df1=m(z1-2.5)=38.125 df2=m(z2-2.5)=183.125da1=m(z1+2)= 43.75 da2=m(z2+2)=

14、188.753.2.5結構設計及繪制齒輪零件圖 首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。其他有關尺寸按機械設計圖10-39薦用的結構尺寸設計，并繪制大齒輪零件圖如下。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結構，不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結構，其零件圖見滾動軸承和傳動軸的設計部分。 3.3軸的設計3.3.1輸出軸的設計.輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 圓周力 徑向力 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據機械設計表15-3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，故

15、輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，查機械設計表14-1，取，則： 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用hl2型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 。半聯軸器的孔徑 ，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度 iv.軸的結構設計(1).根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1).為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑；左端用軸端擋圈定位。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比略短一些，現取 2).

16、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據，查手冊p99選取單列角接觸球軸承7209ac，其尺寸為，故；而。 3).取安裝齒輪處的軸端-的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環處的直徑。軸環寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，

17、在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，大齒輪輪轂長度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2).軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設計表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表15-2，取軸端圓角。v.求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊

18、中查取值。對于7209ac型角接觸球軸承，由手冊中查得。因此。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面。現將計算處的截面c處的、及的值列于下表。載荷 水平面h 垂直面v支反力彎矩總彎矩 ，扭矩.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。根據上表數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計表15-1查得因此，故安全。vi.精確校核軸的疲勞強度 (1).判斷危險截面截面a，,b只受扭矩作用

19、，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面a,b均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面c上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面c上最然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。 (2).截面左側 抗彎截面系

20、數 抗扭截面系數 截面左側的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計表15-1得，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按機械設計附表3-2查取。因，經差值后可查得 ， 又由機械設計附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為 ，故有效應力集中系數為 由機械設計附圖3-2 的尺寸系數；由附圖3-3的扭轉尺寸系數軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為 軸未經表面強化處理，即，則綜合系數為 查手冊得碳鋼的特性系數 ，取 ，取于是，計算安全系數值，則 故可知其安全。 (3).截面右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面右側的彎矩為 截面 上的

21、扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 ，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為 故得綜合系數為 所以軸在截面右側的安全系數為 故該軸在截面右側的強度也是足夠的。3.3.2輸入軸的設計.輸入軸上的功率、轉速和轉矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據機械設計表15-3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，故 輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取，根據帶輪結構和尺寸，取。齒輪軸的結構設計(1).根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為了滿足帶輪的軸向

22、定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑； 2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據，查手冊選取單列角接觸球軸承7006ac，其尺寸為，故；而。 3).由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端-的直徑，。軸肩高度，故取，則軸環處的直徑。軸環寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定

23、了軸的各段和長度。(2).軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設計表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表15-2，取軸端圓角。v.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。根據上表數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計表15-1查得因此，故安全。 3.4滾動軸承的校核軸承的預計壽命 計算輸入軸承 (1).已知，兩軸

24、承的徑向反力 由選定的角接觸球軸承7006ac，軸承內部的軸向力 (2).因為，所以 故， (3). ，查手冊可得 由于，故; ,故 (4).計算當量載荷、 由機械設計表13-6，取，則 2.軸承壽命計算故滿足預期壽命。. 計算輸出軸承 (1).已知，兩軸承的徑向反力 由選定的角接觸球軸承7006ac，軸承內部的軸向力 (2).因為，所以 故， (3). ，查手冊可得 由于，故; ,故 (4).計算當量載荷、 由機械設計表13-6，取，則 (5).軸承壽命計算去 由于，取，角接觸球軸承，取， 查手冊得7006ac型角接觸球軸承的，則 故滿足預期壽命。3.5鍵的設計 .帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校

25、核軸徑，輪轂長度，查手冊，選a型平鍵，其尺寸為，(gb/t 1095-2003)現校核其強度：,， 查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。.輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選a型平鍵，其尺寸為，(gb/t 1095-2003)現校核其強度：,， 查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。.輸出軸與聯軸器間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選a型平鍵，其尺寸為，(gb/t 1095-2003)現校核其強度：,，3.6聯軸器設計1.類型選擇.為了隔離振動和沖擊，選用彈性柱銷聯軸器2.載荷計算.見軸的設計。3.7潤滑密封設計對于單級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以

26、其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用sh0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度。油的深度為h+，h=30 =34。所以h+=30+34=64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用嵌入式端蓋，易于加工和安裝。 第四章 箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（ht200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2.

27、考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離h大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為r=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 a 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m8緊固b 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速

28、器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.d 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.e 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.f 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋

29、壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑m18地腳螺釘數目查手冊4軸承旁聯接螺栓直徑m14機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）m12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）m10m8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）m8定位銷直徑=（0.70.8）10，至外機壁距離查機械設計課程設計指導書表4.2242018，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42216外機壁至軸承座端面距離=+（812）48大齒輪頂圓與內機壁距離1.210齒輪端面與內機壁距離11機座肋厚 軸承端蓋外徑+（55.5） 118 96 第5章 總結 終于到尾聲了，經過了一段時間的課程設計，我深深的體會到作為一個設計人員的不易，為了能鞏固以前學過的知識并且學到更多未涉及到的知識，我在本次設計中盡可能的以真正的設計人員的標準要求自己，所以在這幾個月里，我不斷的查找各類書籍，以便完善我的課程設計。從選電動機開始，我便開始認真的比較各類電動機，并且試著去了解更多電動機，外形尺寸、功率等等一些列系