机械设计课程设计说明书模板.docx
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机械设计课程设计说明书模板
燕山大学
机械设计课程设计说明书
题目：
带式输送机传动装置
学院（系）：
机械工程学院年级专业：
09级机械设计及理论学号：
090101010322学生姓名：
乔旋
指导教师：
许立忠教师职称：
教授
一、设计任务书
二、传动方案分析
三、电动机的选择和参数计算
四、传动零件的设计计算
五、轴的设计
六、键的选择校核
七、轴承的校核
八、联轴器的选择及校核
九、密封与润滑的选择
十、减速器附件及说明
十一、装配三维图
十二、设计小结
参考资料
二、传动方案分析2.1.传动系统的作用：
作用：
介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力
传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。
2.2传动方案的特点：
特点：
结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。
由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。
但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。
2.3电机和工作机的安装位置：
电机安装在远离高速轴齿轮的一端；
工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。
2.4画传动系统简图：
设计及计算过程
结果
三、电动机的选择和参数计算
电动机计算公式和有关数据
电动机是标准部件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和工
皆引自《机械设
作载荷等条件，选择电动机的类型、结构容量和转速。
计课程设计指
1、选择电动机类型和结构形式
导手册》第9页
由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此无特殊要求时应选三相交
~第11页、第
流电动机，又有三相异步电动机应用最广泛，所以根据用途选用
Y系列三
119页
相笼型异步电动机，全封闭自冷式结构。
2、选择电动机的容量（功率）
主要参数：
由于减速器工作载荷较稳定，长期连续运行，所选电动机的额定功率等
于或稍大于所需的工作功率Pd即Ped≥Pd，电动机就能安全工作。
（1）卷筒的输出功率P
Pw=1.41Kw
F16840.80
p1.41kww10000.96
（2）电动机输出功率Pd
P
Pd
传动装置的总效率
0.85
224
123
式中1、2、⋯为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。
弹性柱销联轴器1=0.99；圆柱齿轮传动2=0.97；滚动轴承
3
3=0.98；则
224
20.9720.9840.85
故pdp1.411.66kw
d0.85
pd1.66kw
设计及计算过程结果
3、转速：
卷筒转速:
6010006010000.80n
D3.14270
56.60
rmin
电机转速nd=（8~40）n=452.80~2264r/min
电动机
型号
额定功率（kw）
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）
起动转矩/
额定转矩
最大转矩/
额定转矩
Y100L-6
2.2
1000
940
2.0
2.0
选择同步转速为1000r/min的电动机，如下表：
n940i1（1.3~1.5）i总4.65~4.99
4、传动比分配i总nm94016.61取i14.80
n56.6i2i总/i13.46
1）各轴转速：
Ⅰ轴
Ⅱ轴
n1
nm
940
rmin
Ⅲ轴
n2
n1
940
n3
i1
n2
i2
4.80
195.83
195.83
3.46
n56.60rmin
传动装置总传动比
的确定及其分配公式和有关数据皆引自
《机械设计课程设计
指导手册》第12页
~第15页
i总
i1
i2
16.614.8
3.46
n1940rmin
rmin
56.60rmin
卷筒轴n卷n356.60rmin
（2）各轴的输入功率
Ⅰ轴p1pd11.660.991.64kwⅡ轴p2p1231.640.970.981.56kwⅢ轴p3p2231.560.970.981.48kwn2195.8r3min
in
n356.
n卷56.60rmin
p1
p2
p3
1.64kw
1.56kw
1.48kw
卷筒轴
设计及计算过程结果p卷p3131.480.990.981.44kw
3）各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为：
Td
nm
9550pd95501.6616.86Nm940
T1Td116.860.9916.69Nm
Ⅰ轴
Ⅱ轴T2T123i116.694.800.970.9876.15NmⅢ轴T3T223i276.153.460.970.98250.46Nm卷筒轴T卷T313250.460.990.98243.0Nm
表2运动和动力学参数
轴号
功率P
/kw
转矩T/（N2m）
转速n
/（r2min）
电机轴
1.66
16.86
940
1轴
1.64
16.69
940
2轴
1.56
76.15
195.83
3轴
1.48
250.46
56.60
卷筒轴
1.44
243.00
56.60
传动比i
效率
1.00
0.99
4.80
0.95
3.46
0.95
1.00
0.97
p卷1.44kw
Td16.86NmT116.69Nm
T276.1N5m
T3250.46NmT卷243.0Nm
设计及计算过程四、传动零件的设计计算
1、高速级齿轮的设计
1.1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45钢，调质，硬度为240±10HBS，大齿轮材料为
45钢，正火，硬度为200±10HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2）精度等级选用8-7-7级精度；
3）选小齿轮齿数z1＝20
大齿轮齿数z2z14.8096取z2＝96；
4）初选=15°φd=1.1
1.2按齿面接触强度设计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
d1t3
2KT
d
ZEZHZZ（ZEZ[HHZ]Z）
KA1
Kv=1.07
1）载荷系数
KA1估计圆周速度
3m/s，1v0z100.6m/s动载系数Kv=1.07
1.63
1.88
[1.883.2（11）]cos[1.883.2（11）]cos151.63z1z22096
dz1tan1.1220tan151.88
8
设计及计算过程
结果
1.631.883.51
3.51
齿间载荷分配系统K1.45，齿向载荷分配系数K1.11
K1.41
则KKAKvKK1.251.071.451.112.15
K1.07
K1.98
（2）
计算小齿轮传递的转矩
4
T11.669104Nmm
ZH2.42
（3）
查得区域系数ZH2.42
Z0.78
（4）
重合度系数
因
1，取1，Z11.1630.78
Z0.983
ZE189.8MPa
（5）
螺旋角系数Zcos0.983
（6）
弹性影响系数ZE189.8MPa
（7）
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力σHlim1＝590MPa；
σHlim1=590MPa
大齿轮疲劳强度极限应力σHlim2＝470MPa；
σHlim2=470MPa
（8）
应力循环次数
9
N11.08109
N160n1jLh6094011830081.08109
9
N11.081098
N212.26108
24.8
N22.26108
取疲劳寿命系数KHN11.0;KHN21.0（允许有点蚀）
KHN11.0
（9）接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
KHN21.0
[
KHN1lim1
H1]HN1lim1590MPa
H1S
[H1]590MPa
[
K
HN2lim2
H2]HN2lim2470MPa
H2S
[H2]470MPa
8
9
设计及计算过程
结果
取[H]470MPa
（10）试算小轮分度圆直径d1t
[H]470MPa
d1t
3
32KT1（ZEZHZZ）
d（）d[H]
d=38.95mm
22.151.6691044.81189.82.420.9830.782（）
1.14.8470
38.95mm
（11）
实际圆周速度vd1n138.959401.9161m/s
v1.9161m/s
601000601000
vz10.4407
100
（12）
修正载荷系数：
按vz11.9161200.4407
100100
查得动载系数Kv'1.04
Kv'1.04
（13）
'K'1.04
校正分度圆直径d'd13v38.95338.58mm
1Kv1.07
d'38.58mm
（14）
计算法向模数
mn2mm
d1'cos38.58cos15
n,取n
nz120n
（15）
中心距（z1z2）mn（2096）2
中心距a120.09mm2cos2cos15
a120mm
圆整取a120mm
（16）
修正螺旋角
（z1z2）mn（2096）2
arccos12narccos
2a2120
=1450'24''
1450'24''
（17）
修正由于之值改变较小，所以不需要修正,K,ZH.
10
设计及计算过程
结果
（27）计算分度圆直径
d141.38mm
z1mn202
d1n41.38mm
1
1coscos1450'24''
d1198.6m3m
z2mn962
d12n198.62mm
1coscos1350'24''
b246mm
（17）齿宽bdd11.141.3845.518mm
b153mm
圆整取b246mm，b153mm
Y0.71
1.3齿根弯曲强度校核
2KT1
1
F1YFa2YSa2
[F2]
Y0.76
F1YFa1YSa1YY[F1]F2
bd1mn
YFa1YSa1
zv122.2
（1）重合度系数Y0.250.750.250.750.71
1.63
zv2106.7
14.84
（2）螺旋角系数Y111.93
120120
0.76
YFa12.68
YFa22.19
z120，
z2
（3）当量齿数zv122.2，
zv23
cos
106.7
33
coscos14.84
YSa11.56
（4）齿形系数YFa12.68YFa22.19
YSa21.80
（5）应力修正系数YSa11.56YSa21.80
Flim1450MPa
（6）弯曲疲劳极限应力及寿命系数
Flim2390MPa
Flim1450MPaFlim2390MPa，KFN1KFN2
1
KFN11
KFN21
10
11
（7）弯曲疲劳许用应力
设计及计算过程
取失效概率为1%，安全系数S=1
[F1]KFlim1Flim11450450MPaF11
[F2]KFlim2Flim21390390MPa
S1
（8）弯曲应力
4
22.151.669104
4641.382
2.681.560.710.76
42.53MPa[F1]
结果
S=1
[F1]450MPa
[F2]390MPa
F1[F1]
F2[F2]
F242.532.191.8040.10MPa[F2]
F22.681.56F2
结论：
强度足够所以：
第一级齿轮的参数为
齿轮类型
齿数
分度圆直径mm
齿宽mm
中心距mm
螺旋
角
模数
传动
比
齿顶高系数
顶隙系数
小齿
轮
20
41.38
53
大齿
轮
96
198.62
46
120
14.84o
2
4.8
1
0.25
1.4.结构设计
大齿轮为锻造结构，小齿轮为齿轮轴
11
12
设计及计算过程
结果
齿轮计算公式和
2.低速级齿轮的设计及其计算
有关数据皆引自
2.1选精度等级、材料及齿数
《机械设计》
1）材料及热处理；
76页~第98页
选择小齿轮材料为45钢，调质，硬度为
240±10HBS，大齿轮材料为
斜齿圆柱齿轮主
45钢，正火，硬度为200±10HBS，二者材料硬度差为40HBS。
要参数：
45号钢
2）精度等级选用8-7-7级精度；
调质
3）选小齿轮齿数z1＝20
HB1=240HBS
HB2=200HBS
大齿轮齿数z2z13.4669.2，圆整取z2＝70；
70
Z1＝20
Z2＝70
'z2
i'2
3.5
z1
20
i'3.5
3.53.46
=14°
误差
4）初选
1.16%
3.46
=14°φd=1.1
φd=1.1
2.2按齿面接触强度设计
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
2
d1t
2KT1（ZEZHZZ
）
（d[H]
）
KA1.25
（7）载荷系数
KA1.25估计圆周速度1m/s，vz1
A100
0.2m/s
Kv=1.0
动载系数Kv=1.0
11
[1.883.2（）]cos[1.88
11
3.2（）]cos141.62
=1.62
z1z2
2070
d
z1tan1.120tan141.75
d
tantan141.75
=1.75
12
13
设计及计算过程
结果
1.621.753.37
=3.37
齿间载荷分配系统K1.43，齿向载荷分配系数K1.11
K1.43
则KKAKvKK1.2511.431.111.90
K1.11
（8）计算小齿轮传递的转矩T27.615104Nmm
K1.90
（9）查得区域系数ZH2.42
ZH2.42
（10）重合度系数因
>1,取=1Z11.1620.79
Z0.79
（11）螺旋角系数Zcos0.985
Z0.985
（12）弹性影响系数ZE189.8MPa
ZE189.8MPa
（13）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力σHlim1＝590MPa；
σHlim1＝590MPa
大齿轮疲劳强度极限应力σHlim2＝470MPa；
σHlim2＝470MPa
（14）应力循环次数
8
N12.26108
N160n1jLh60195.831830082.26108
N25.78107
NN12.261085.98107
KHN11.0
N25.9810
23.5
KHN21.0
取疲劳寿命系数KHN11.0;KHN21.0（允许有点蚀）
（15）接触疲劳许用应力
[H1]590MPa
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[H1]KHN1lim1590590MPa
[H2]470MPa
S1
[H2]KHN2lim21.0470470MPaS1
13
14
设计及计算过程
结果
取［
H]470MPa
[H]470MPa
（10）试算小轮分度圆直径d1t
d
1t
2KT
2
1（ZEZHZZ）（）[H]
d
d=58.05mm
21.907.6151043.51189.82.420.790.9852
1.
（）
13.5470
58.05mm
d1n158.05195.83
v
0.5949m/s
（11）
v110.5949m/s
601000601000
vz
（12）
修正载荷系数：
按vz10.12
100
0.12
100
查得动载系数
Kv'1.0
Kv'
1.0
（13）
校正分度圆直径d'd13Kv58.05
d'
58.05mm
Kv
mn
3mm
（14）
计算法向模数
d'cos58.05cos14
mn
2.82mm,取mn3mm
z1
20n
（15）
中心距a
（z1z2）mn（2070）3139.23mm2cos2cos14
a
140mm
圆整取a140mm
（16）
修正螺旋角
（z1z2）mn（2070）3
2a2140
15.36
15.36
（17）修正
由于之值改变较小，所以不需要修正,K,ZH.
14
15
设计及计算过程
结果
（27）计算分度圆直径
z1mn2030
d11n62.22mm
coscos14.36
z2mn703
d12n217.78mm
coscos15.36
（17）齿宽bdd11.162.2268.442mm
圆整取b2=69mm，b176mm
2.3齿根弯曲强度校核
2KT1F1YFa2YSa2
F11YFa1YSa1YY[F1]F2F1Fa2Sa2[F2]
bd1mnYFa1YSa1
0.750.75
（1）重合度系数Y0.250.250.71
1.62
15.36
（2）螺旋角系数Y111.750.78
120120
z120
（3）当量齿数zv113322.22
coscos15.36
zv2z2337077.78
cos3cos315.36
（4）齿形系数YFa12.68YFa22.20
（5）应力修正系数YSa11.56YSa21.76
d162.22mm
d1217.78mm
b2=69mmb176mm
Y0.71
Y0.78zv122.22zv277.78YFa12.68YFa22.20YSa11.56
YSa21.76
15
16
设计及计算过程结果
（6）弯曲疲劳极限应力及寿命系数
Flim1450MPa
Flim2390MPa，KFN1KFN21
（7）弯曲疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1
[F1]
KFlim1Flim1
1450
450MPa
1
[F2]KFlim2SFlim211390390MPa
（8）弯曲应力
F1
21.907.6151046962.2232.681.560.710.7852.78MPa[F1]
F252.782.21.7648.88MPa[F2]
F22.681.56F2
齿轮类型
齿数
分度圆直径mm
齿宽mm
中心
距mm
螺旋
角
模数
传动比
齿顶高系数
顶隙
系数
小齿轮
20
62.22
76
140
15.36o
3
3.5
1
0.25
大齿轮
70
217.78
69
结论：
强度足够所以：
第二级齿轮的参数为
2.4结构设计大齿轮为锻造结构，小齿轮为模锻。
Flim1450MPa
Flim2380MPa
KFN11
KFN21
S=1
[F1]450MPa[F2]380MPa
F1[F1]
F2[F2]
16
17
结果轴的计算和有关公式皆引自机械设计》第137~151页
设计及计算过程
五、轴的设计
、初步计算轴径
先按式10—2初步估算轴的最小直径。
选取材料为45钢、调制处理。
输入轴与联轴器连接段，根据表10—2，取
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