外箱设计图片（外箱设计图片大全）

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本文目录:

• 1、机械设计课程设计---设计带式输送机传动装置其中减速器是一级圆柱齿轮减速器!

• 2、设计一用于带式运输机上的单级直齿圆柱齿轮减速器的设计任务书 带图的

• 3、怎么用13条码计算14位条码

• 4、求 齿轮减速器传动设计说明书装配图，零件图 做课程设计，满意答复追加50分。

一、机械设计课程设计---设计带式输送机传动装置其中减速器是一级圆柱齿轮减速器!

仅供参考

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；

滚筒直径D=220mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比

KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮

1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y100l2-4。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比

（1） 取i带=3

（2） ∵i总=i齿×i 带π

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)

滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、 计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算

（1） 选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm

由课本[1]P190表10-9，取dd2=280

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3） 确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4) 验算小带轮包角

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（适用）

（5） 确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]

=2.26 (取3根)

(6) 计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=3.89

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由课本表6-12取φd=1.1

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)载荷系数k : 取k=1.2

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

σ bb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mm b1=60mm

(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

(5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm

②求转矩：已知T2=198.58N?m

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定

，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，

4 确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm

②求转矩：已知T=53.26N?m

③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2) 截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N?m

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N?m

(6)校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初选的轴承的型号为: 6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N =0.63

FA2/FR2=682N/1038N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h

∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,

基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6

高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79

轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]

因此剪切强度足够

键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M12

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8

(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45

取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)

(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)

(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)

(10)连接螺栓d2的间距L=150-200

(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)

(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1

(15) Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）

(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径

(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。

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GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。

4.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GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结

课程设计体会

课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；

[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

二、设计一用于带式运输机上的单级直齿圆柱齿轮减速器的设计任务书 带图的

械设计课程设计任务书

班 级 姓 名

设计题目：带式运输机传动装置设计

布置形式：设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器（Ⅰ）

传动简图

原始数据：

数据编号 1 2 3 4 5 6

运输带工作拉力F/N 800 850 900 950 1100 1150

运输带工作速度v/(m/s) 1.5 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6

卷筒直径D/mm 250 260 270 240 250 260

工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳,室内工作,有粉尘。

使用期限：10 年

生产批量：10 套

动力来源：三相交流电（220V/380V ）

运输带速度允许误差：±5% 。

提问者： 浪人5 - 试用期 一级 其他回答 共 1 条

这个是我好不容易才找到的，一个东东啊，你可以自己看看啊，就差不多能自己理解了。。。给我你的邮箱发给你啊！我的是hexiaobee@163.com

目 录

设计任务书…………………………………………………2

第一部分 传动装置总体设计……………………………4

第二部分 V带设计………………………………………6

第三部分 各齿轮的设计计算……………………………9

第四部分 轴的设计………………………………………13

第五部分 校核……………………………………………19

第六部分 主要尺寸及数据………………………………21

设 计 任 务 书

一、 课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：

数据编号 3 5 7 10

运输机工作转矩T/(N.m) 690 630 760 620

运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9

卷筒直径D/mm 320 380 320 360

工作条件：

连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为 。

二、 课程设计内容

1）传动装置的总体设计。

2）传动件及支承的设计计算。

3）减速器装配图及零件工作图。

4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

1） 部件装配图一张（A1）。

2） 零件工作图两张（A3）

3） 设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：

第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。

运输机带速V/(m/s) 0.8 。

卷筒直径D/mm 320 。

已给方案：外传动机构为V带传动。

减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分 传动装置总体设计

一、 传动方案（已给定）

1） 外传动为V带传动。

2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

3） 方案简图如下：

二、该方案的优缺点：

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流 异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

计 算 与 说 明 结果

三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）

工作机所需功率： =0.96 (见课设P9)

传动装置总效率： （见课设式2-4）

（见课设表12-8）

电动机的输出功率： （见课设式2-1）

取

选择电动机为Y132M1-6 m型 （见课设表19-1）

技术数据：额定功率（ ） 4 满载转矩（ ） 960

额定转矩（ ） 2.0 最大转矩（ ） 2.0

Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表19-3）

A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235

四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配

1、 总传动比： （见课设式2-6）

2、 各级传动比分配： （见课设式2-7）

初定

第二部分 V带设计

外传动带选为 普通V带传动

1、 确定计算功率：

1）、由表5-9查得工作情况系数

2）、由式5-23（机设）

2、选择V带型号

查图5-12a(机设)选A型V带。

3.确定带轮直径

（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径

（电机中心高符合要求）

（2）、验算带速 由式5-7（机设）

（3）、从动带轮直径

查表5-4（机设） 取

（4）、传动比 i

（5）、从动轮转速

4.确定中心距 和带长

（1）、按式（5-23机设）初选中心距

取

（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm

(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a

(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围

5.验算小带轮包角α1

由式(5-11机设)

6.确定V带根数Z

(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。

(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw

(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数

(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03

(5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

取Z=5根

7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

q由表5-5机设查得

8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得

9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

第三部分 各齿轮的设计计算

一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89

2.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580 бHILin=560

由图 7-7选取材料弯曲疲劳极限应力

бHILim=230 бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109

N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109

由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04

由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s

( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s

查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正

M=d1/Z1=1.96mm

由表7-6取标准模数：m=2mm

(3) 计算几何尺寸

d1=mz1=2×34=68mm

d2=mz2=2×89=178mm

a=m(z1＋z2)/2=123mm

b=φddt=1×68=68mm

取b2=65mm b1=b2+10=75

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34

则Z2=Z1i=34×3.7=104

2.设计计算。

（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580 бHILin=560

由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力

бHILim=230 бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109

N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108

由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04

由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s

( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s

查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正

M=d1/Z1=2.11mm

由表7-6取标准模数：m=2.5mm

(3) 计算几何尺寸

d1=mz1=2.5×34=85mm

d2=mz2=2.5×104=260mm

a=m(z1＋z2)/2=172.5mm

b=φddt=1×85=85mm

取b2=85mm b1=b2+10=95

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2

低速级 z1=34 z2=104 m=2.5

第四部分 轴的设计

高速轴的设计

1.选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:

D1min=

D2min=

D3min=

3.初选轴承

1轴选轴承为6008

2轴选轴承为6009

3轴选轴承为6012

根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:

D1=40mm

D2=45mm

D3=60mm

4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.

(1).各轴直径的确定

初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。

（2）各轴段长度的确定

轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。

于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。

（3）.轴上零件的周向固定

为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。

（4）.轴上倒角与圆角

为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。。

5.轴的受力分析

（1） 画轴的受力简图。

（2） 计算支座反力。

Ft=2T1/d1=

Fr=Fttg20。=3784

FQ=1588N

在水平面上

FR1H=

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

在垂直面上

FR1V=

Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N

（3） 画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧

MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m

a-a剖面右侧

M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m

在垂直面上

MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

画转矩图

转矩 3784×（68/2）=128.7N?m

6.判断危险截面

显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。

7.轴的弯扭合成强度校核

由表10-1查得

(1)a-a剖面左侧

3=0.1×443=8.5184m3

=14.57

（2）b-b截面左侧

3=0.1×423=7.41m3

b-b截面处合成弯矩Mb:

=174 N?m

=27

8.轴的安全系数校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左侧

WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3

由附表10-1查得 由附表10-4查得绝对尺寸系数 ;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数 .则

弯曲应力

应力幅

平均应力

切应力

安全系数

查表10-6得许用安全系数 =1.3～1.5,显然S> ,故a-a剖面安全.

(2)b-b截面右侧

抗弯截面系数 3=0.1×533=14.887m3

抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3

又Mb=174 N?m,故弯曲应力

切应力

由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则

显然S> ,故b-b截面右侧安全。

（3）b-b截面左侧

WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3

b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。

弯曲应力

切应力

（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 。由附表10-4查得绝对尺寸系数 。又 。则

显然S> ,故b-b截面左侧安全。

第五部分 校 核

高速轴轴承

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N

轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN

1） FA/COr=0

2） 计算当量动载荷

查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0

=1.2×（1×352）=422.4 N

3） 验算6008的寿命

验算右边轴承

键的校核

键1 10×8 L=80 GB1096-79

则强度条件为

查表许用挤压应力

所以键的强度足够

键2 12×8 L=63 GB1096-79

则强度条件为

查表许用挤压应力

所以键的强度足够

联轴器的选择

联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84

减速器的润滑

1.齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。

高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

第六部分 主要尺寸及数据

箱体尺寸:

箱体壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度b=15mm

箱盖凸缘厚度b1=15mm

箱座底凸缘厚度b2=25mm

地脚螺栓直径df=M16

地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d1=M12

联接螺栓d2的间距l=150mm

轴承端盖螺钉直径d3=M8

定位销直径d=6mm

df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm

df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm

轴承旁凸台半径R1=11mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定

外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm

齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm

箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm

轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3

以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21

传动比

原始分配传动比为：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5

修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07

各轴新的转速为 ：n1=960/2.5=3.84

n2=384/2.61=147

n3=147/3.07=48

各轴的输入功率

P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42

P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20

P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00

P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90

各轴的输入转矩

T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65

T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68

T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25

T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26

轴号 功率p 转矩T 转速n 传动比i 效率η

电机轴 5.5 2.0 960 1 1

1 5.42 128.65 384 2.5 0.94

2 5.20 323.68 148 2.62 0.96

3 5.00 954.25 48 3.07 0.96

工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98

齿轮的结构尺寸

两小齿轮采用实心结构

两大齿轮采用复板式结构

齿轮z1尺寸

z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75

d1=68

ha=ha*m=1×2=2mm

hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm

h=ha+hf=2+2.5=4.5mm

da=d1＋2ha=68+2×2=72mm

df=d1－2hf=68－2×2.5=63

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

齿轮z2的尺寸

由轴可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49

ha=ha*m=1×2=2mm

h=ha+hf=2+2.5=4.5mm

hf=(1＋0.5)×2=2.5mm

da=d2＋2ha=178＋2×2=182

df=d1－2hf=178－2×2.5=173

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

DT≈

D3≈1.6D4=1.6×49=78.4

D0≈da-10mn=182-10×2=162

D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20

R=5 c=0.2b=0.2×65=13

齿轮3尺寸

由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95

ha =ha*m=1×2.5=2.5

h=ha+hf=2.5+3.125=5.625

hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125

da=d3+2ha=85+2×2.5=90

df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625

齿轮4寸

由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85

ha =ha*m=1×2.5=2.5

h=ha+hf=2.5+3.25=5.625

hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125

da=d4+2ha=260+2×2.5=265

df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

c=c*m=0.25×2.5=0.625

D0≈da-10m=260-10×2.5=235

D3≈1.6×64=102.4

D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15

r=5 c=0.2b=0.2×85=17

参考文献：

《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社

《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编

第3版 机械工业出版社

《机械设计手册》

设计心得

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

三、怎么用13条码计算14位条码

首先,13位的条码就是传说中的EAN-13,其它问题回答如下:

一、条码也买的乱七八糟的

条码不是买的，是注册厂商识别码，然后按规则编的，不知道你们的条码是怎么来的，至少前8位应该是一样的。

二、外箱条码直接分配了一个13位的条码

这样做也可以，但不是最佳方案。如果是这样做的，外箱也不宜直接印成EAN-13条码，而应该在前面加一个0，变成14位，然后印成ITF-14格式的条码。

三、外箱条码的计算（编制）

以箱内所装商品条码为基础，在前面加1位（可以是1-8）。重新计算最后一位校验码即可。举例说明：你们的产品A的条码为693123456789X，每6盒装一箱，外箱条码就是1 693123456789 Y，注意14位的校验码Y与13位的校验码X是不同的。

14位的条码要印成ITF-14格式，这个是不用交钱的，只要在网上通报即可。

那么什么时候用2，3，4。。。呢，如果同样一种产品A，还有8盒装一箱的包装，那就用2，依此类推，最多可以有8种不同的包装，不过一般不会有这么多。

四、14位的校验码如何计算

计算方法与13位的一样，只是多一位数，在编码中心的网站上的校验码计算工具里，包装指示符里填上1，下面填上12位的条码，校验码就计算出来了。

不知道够不够清楚。

四、求 齿轮减速器传动设计说明书装配图，零件图 做课程设计，满意答复追加50分。

单级斜齿圆柱减速器设计说明书

院（系） 机械与汽车工程学院

专 业

班 级

学 号

姓 名

专业教研室、研究所负责人

指导教师

年 月 日

XXXXXXX 大 学

课 程 设 计 （ 论 文 ） 任 务 书

兹发给 车辆工程 班学生 课程设计（论文）任务书，内容如下：

1． 设计题目：V带——单级斜齿圆柱减速器

2． 应完成的项目：

（1） 减速器的总装配图一张(A1)

（2） 齿轮零件图 一张(A3)

（3） 轴零件图一张(A3)

（4） 设计说明书一份

3． 本设计（论文）任务书于2008 年 月 日发出，应于2008 年 月 日前完成，然后进行答辩。

专业教研室、研究所负责人 审核 年 月 日

指导教师 签发 年 月 日

程设计（论文）评语：课程设计（论文）总评成绩：

课程设计（论文）答辩负责人签字：

年 月 日

目 录

一． 传动方案的确定―――――――――――――――5

二． 原始数据――――――――――――――――――5

三． 确定电动机的型号――――――――――――――5

四． 确定传动装置的总传动比及分配――――――――6

五． 传动零件的设计计算―――――――――――――7

六． 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计――――――13

七． 轴的设计――――――――――――――――――14

八． 滚动轴承的选择和计算――――――――――――19

九． 键联接的选择和强度校核―――――――――――22

十． 联轴器的选择和计算―――――――――――――22

十一． 减速器的润滑―――――――――――――――22

十二． 参考文献―――――――――――――――――2计算过程及计算说明

一、传动方案拟定二、原始数据：

带拉力：F=5700N, 带速度：v=2.28m/s, 滚筒直径：D=455mm

运输带的效率： 工作时载荷有轻微冲击；室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差 4％，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制；轴承使用寿命不小于15000小时。

三、电动机选择

(1) 选择电动机类型： 选用Y系列三相异步电动机

(2) 选择电动机功率：:

运输机主轴上所需要的功率：

传动装置的总效率：

， ， ， ， 分别是：V带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为8），圆锥滚子轴承（滚子轴承一对），联轴器（刚性联轴器），运输带的效率。查《课程设计》表2-3，

取：

所以：

电动机所需功率: ，

查《课程设计》表16-1 取电动机Y200L1-6的额定功率

（3）选择电动机的转速

取V带传动比范围(表2-2) ≤2～4；单级齿轮减速器传动比 ＝3～6

滚筒的转速：

电动机的合理同步转速：

查表16-1得电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）

电动机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速nm

(r/min) 堵载转矩

额定转矩 最大转矩

额定转矩

Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0

查表16-2得电动机得安装及有关尺寸

中心高

H 外形尺寸

底脚安装尺寸

地脚螺栓孔直径

轴伸尺寸

键公称尺寸

200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×

五、计算总传动比及分配各级的传动比

传动装置得总传动比 ：

取V带传动比： ；单级圆柱齿轮减速器传动比：

(1) 计算各轴得输入功率

电动机轴：

轴Ⅰ（减速器高速轴）:

轴Ⅱ（减速器低速轴）:

(2) 计算各轴得转速

电动机轴:

轴Ⅰ :

轴Ⅱ :

（3）计算各轴得转矩

电动机轴

轴Ⅰ :

轴Ⅱ :

上述数据制表如下：

参数

轴名 输入功率

（ ）

转速

（ ）

输入转矩

（ ）

传动比

效率

电动机轴 15.136 970 182.14 1.6893 0.95

轴Ⅰ（减速器高速轴） 14.379 574.20 239.15 6 0.97

轴Ⅱ（减速器低速轴） 13.669 95.70 1364.07

五、传动零件的设计计算

1. 普通V带传动得设计计算

① 确定计算功率

则： ，式中，工作情况系数取 ＝1.3

② 根据计算功率 与小带轮的转速 ，查《机械设计基础》图10-10，选择SPA型窄V带。

③ 确定带轮的基准直径

取小带轮直径: ，

大带轮直径 :

根据国标：GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径

④ 验证带速:

在 之间。故带的速度合适。

⑤确定V带的基准直径和传动中心距

初选传动中心距范围为： ，初定

V带的基准长度：

查《机械设计》表2.3，选取带的基准直径长度

实际中心距：

⑥ 验算主动轮的最小包角

故主动轮上的包角合适。

⑦ 计算V带的根数z

,由 ， ，

查《机械设计》表2.5a，得 ，由 ，查表2.5c，得额定功率的增量: ,查表2.8，得 ，查表2.9，得

， 取 根。

⑧ 计算V带的合适初拉力

查《机械设计》表2.2，取

得

⑨ 计算作用在轴上的载荷 :

⑩ 带轮的结构设计 （单位）mm

带轮

尺寸

小带轮

槽型 C

基准宽度

11

基准线上槽深

2.75

基准线下槽深

11.0

槽间距

15.0 0.3

槽边距

9

轮缘厚

10

外径

内径

40

带轮宽度

带轮结构 腹板式

V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.

2. 齿轮传动设计计算

（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数

① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）；

② 选择齿轮材料：由课本附表1.1选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45；

③ 选取齿轮为7级的精度（GB 10095－88）；

④ 初选螺旋角

⑤ 选 小齿轮的齿数 ；大齿轮的齿数

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式进行试算，即

A. 确定公式内各个计算数值

① 试选载荷系数Kt=1.5

② 小齿轮传递的转矩：

③ 由《机械设计》表12.5得齿宽系数 （对硬齿面齿轮， 取值偏下极限）

④ 由《机械设计》表12.4弹性影响系数

⑤ 节点区域系数

所以，得到 =2.4758

⑥ 端面重合度

＝

＝

代入上式可得：

⑦ 接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (图12.6)

⑧ 应力循环次数

N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108

N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108

⑨ 接触疲劳寿命系数 根据图12.4

⑩ 接触疲劳许用应力 取

=0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa

=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa

因为 =779.165MPa<1.23 =984MPa, 故取 ＝779.165 Mpa

B. 计算

① 试算小齿轮分度圆

② 计算圆周速度： =

③ 计算齿宽： = 1 57.24 = 57.24 mm

④ 齿宽与齿高之比：

/(2.25 )

⑤ 计算载荷系数K

根据v=2.28m/s，7级精度，由附图12.1查得动载系数 =1.07

由附表12.2查得 ； 由附表12.1查得 .25

参考课本附表12.3中6级精度公式，估计 <1.34,对称

1.313取 =1.313

由附图12.2查得径向载荷分布系数 =1.26

载荷系数

⑥ 按实际的载荷系数修正分度圆直径

＝

⑦ 计算模数

3、按齿根弯曲疲劳强度设计

A. 确定公式中的各参数

① 载荷系数K：

则

② 齿形系数 和应力校正系数

当量齿数 ＝ ＝21.6252，

＝ ＝112.2453

③ 螺旋角影响系数

轴面重合度 ＝ ＝0.9385

取 ＝1得 =0.9374

④ 许用弯曲应力

查课本附图6.5得 ，取 =1.4，则

＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa

=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa

⑤ 确定

=2.73 1.57/307=0.01396

=2.17 1.80/314=0.01244

以 代入公式计算

B. 计算模数mn

比较两种强度计算结果，确定

4、几何尺寸的计算

① 中心距 ＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm

取中心距

② 修正螺旋角：

③ 分度圆直径：

④ 齿宽 ，取B2=65 mm，B1=70 mm

⑤ 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)

名称 代号 计算公式 结果

小齿轮 大齿轮

中心距

223 mm

传动比

6

法面模数

设计和校核得出 3

端面模数

3.034

法面压力角

螺旋角

一般为

齿顶高

3mm

齿根高

3.75mm

全齿高

6.75mm

顶隙 c

0.75mm

齿数 Z

21 126

分度圆直径

64.188mm 382.262 mm

齿顶圆直径

70.188 mm 388.262mm

齿根圆直径

57.188 mm 375.262 mm

齿轮宽 b

70mm 65mm

螺旋角方向

左旋 右旋

六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计

查《设计基础》表3-1经验公式，及结果列于下表。

名称 代号 尺寸计算 结果(mm)

底座壁厚

8

箱盖壁厚

8

底座上部凸圆厚度

12

箱盖凸圆厚度

12

底座下部凸圆厚度

20

底座加强筋厚度 e

8

底盖加强筋厚度

7

地脚螺栓直径 d 或表3.4

16

地脚螺栓数目 n 表3--4 6

轴承座联接螺栓直径

0.75d 12

箱座与箱盖联接螺栓直径

(0.5—0.6)d 8

轴承盖固定螺钉直径

(0.4—0.5)d 8

视孔盖固定螺钉直径

(0.3—0.4)d 5

轴承盖螺钉分布圆直径

155/140

轴承座凸缘端面直径

185/170

螺栓孔凸缘的配置尺寸

表3--2 22，18，30

地脚螺栓孔凸缘配置尺寸

表3--3 25，23，45

箱体内壁与齿轮距离

12

箱体内壁与齿轮端面距离

10

底座深度 H

244

外箱壁至轴承端面距离

45

七、轴的设计计算

1. 高速轴的设计

① 选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS＝230

② 初步估算轴的最小直径

根据教材公式，取 =110，则: =32.182mm

因为与V带联接处有一键槽,所以直径应增大5%

③ 轴的结构设计:

考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为:

两轴承支点间的距离： ，

式中： ―――――小齿轮齿宽，

―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙，

――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离，

――――― 轴承宽度，选取30310圆锥滚子轴承，查表13-1，得到

得到：

带轮对称线到轴承支点的距离

式中： ------------轴承盖高度，

t ――――轴承盖的凸缘厚度， ,故，

―――――螺栓头端面至带轮端面的距离，

―――――轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得 mm

――――带轮宽度，

得到：

2.按弯扭合成应力校核轴的强度。

①计算作用在轴上的力

小齿轮受力分析

圆周力：

径向力：

轴向力：

②计算支反力

水平面：

垂直面：

所以:

③ 作弯矩图

水平面弯矩：

垂直面弯矩：

合成弯矩：

④ 作转矩图 （见P22页） T1=239.15Nm

当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 ，

则：

⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度

轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。

由弯矩图可以知道，A剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为：

D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：

（安全）

⑥ 轴的结构图见零件图所示

2.低速轴的设计

(1).选择轴的材料:选择45号钢,调质,HBS=230

(2). 初步估算轴的最小直径:取A=110,

两个键，所以 mm

考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取装联轴器处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为: 选30214 轴承 T=26.25

(3).轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸:考虑

---螺栓头端面至带轮端面的距离,

k ----轴承盖M12螺栓头的高度,查表可得k=7.5mm ，选用6个

L---轴联轴器长度,L=125mm

得到:

(4).按弯曲合成应力校核轴的强度

①计算作用的轴上的力

齿轮受力分析:圆周力: N

径向力:

轴向力:

③ 计算支反力:

水平面:

垂直面: ，

，

③ 作弯矩图

水平面弯矩：

垂直面弯矩：

合成弯矩：

④ 作转矩图 T2=1364.07Nm

当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 , 则:

⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度

轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。

由弯矩图可以知道，C剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为：

D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：

（安全）

（5）轴的结构图见零件图所示：

八、滚动轴承的选择和计算

1.高速轴滚动轴承的选择和寿命计算

① 选取的轴承：型号为30310圆锥滚子轴承（每根轴上安装一对）

②轴承A的径向载荷

轴承B的径向载荷：

对于30310型圆锥滚子轴承，其内部派生轴向力

所以轴承A被“放松”，而轴承B被“压紧”，则

计算当量动载荷

对于轴承1

对于轴承2 (根据《机械设计》表9.1)

轴向载荷：

因为 ,按照轴承 A验算寿命

（由表13-1可查C=122kN）

故满足寿命要求

2. 低速轴滚动轴承的选择和寿命计算

①选取的轴承：型号为30214圆锥滚子轴承

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