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机械设计课程设计说明书机械设计课程设计任务书
一、题目6带式输送机的展开式二级圆柱齿轮减速器设计下图为某厂自动送料输送机的传动系统运动简图输送带速度允许误差±5%，工作机效率为
0.95，每日两班制工作，每班为8小时，使用年限为10年，带式输送机连续单向运转，工作过程有轻度振动，空载启动1—电动机2—V带传动3—展开式二级圆柱齿轮传动4—联轴器5—带式输送机
二、原始数据运输机工作轴转矩TN.m输送带速度vm/s运输带卷筒直径Dmm使用年限每年按300天计
13001.5542010
三、设计内容和要求
1、编写设计说明书一份，其内容包括
（1）传动系统方案的分析和拟定；
（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数计算；
（3）传动零件的设计计算（如齿轮传动、蜗杆传动、带传动等）；
（4）轴的设计计算；5轴承及其组合部件设计；
（6）键连接和联轴器的选择、校核；
（7）减速器箱体、润滑及附件设计；
（8）装配图和零件图设计；
（9）轴的强度校核；
（10）轴承寿命校核；
（11）设计小结；
（12）参考文献
（13）致谢
2、要求
（1）减速器装配图1张，A0；
（2）零件工作图两张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例1:1；
（3）设计计算说明书（不少于1万字，图文并茂）注本设计任务书与说明书一起装订二.各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮直齿传动平稳高速级，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链三.电动机的选择目的过程分析类型根据一般带式输送机选用的电动机选择功率工作机所需有效功率为Pw＝Tn/（9550η）＝
10.095Kw圆柱齿轮传动效率两对为η1＝
0.97滚动轴承传动效率四对为η2＝
0.99弹性联轴器传动效率η3＝
0.98输送机滚筒效率为η4＝
0.99V带传动的效率η5＝
0.96电动机输出有效功率为
11.755KW型号查得型号Y160L-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=
7.5kW满载转速1440r/min同步转速1500r/min四.分配传动比目的过程分析分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw为工作机输入轴的转速，r/min
20.72取=
3.22=
3.22i:总传动比v带传动比低速级齿轮传动比高速级齿轮传动比闰土机械外文翻译某宝店五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析传动系统的运动和动力参数计算设从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、、、；对应各轴的输入功率分别为、、、；对应名轴的输入转矩分别为、、、；相邻两轴间的传动比分别为、、；相邻两轴间的传动效率分别为、、轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速nr/minn0=1460n1=730n2=
226.825n3=
70.48n4=
70.48功率PkwP=
11.755P1=
11.285P2=
10.835P3=
10.405P4=
10.095转矩TN·mT0=
76.91T1=
147.665T2=
456.375T3=
1410.45T4=
1368.42两轴联接V带齿轮齿轮传动比ii01=2i12=
3.22i23=
3.22传动效率ηη01=
0.96η12=
0.96η23=
0.96V带的设计确定计算功率查得工况系数
12.9305KW选择V带的带型选择A型带确定带轮的基准直径并验算速度初选小带轮的直径验算带速因为5m/sv30m/s，合格计算大带轮的基准直径圆整后为320确定V带的中心距a和基准带长Ld初选=670mm计算所需的基准长度=
2095.09mm选择基准带长=2000mm计算实际中心距=
622.45mm中心距的变化范围是
592.45mm.～
682.45mm验算小带轮的包角
165.73计算带的根数计算单根V带的额定功率
3.636KW
0.463KW
0.
9630.98计算V带的根书
3.34圆整z=4根计算最小初拉力q=
0.1Kg/m
195.11N计算压轴力
1548.83N六.设计高速级齿轮1．选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择．小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝
3.22×24=
91.68取Z2=922．按齿面接触强度设计按式（10－21）试算，即１）确定公式内的各计算数值（１）试选
（2）计算小齿轮传递的转矩
147632.53N.mm
（3）选取齿宽系数
（4）选取弹性影响系数系数
（5）查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
（6）计算循环次数
3.4×
1.04×（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数
0.9，（１０）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 ２）计算 （１）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得
74.57mm （２）计算圆周速度
2.85m/s （３）计算齿宽ｂ及模数
74.57
3.11
6.
9910.67 （５）计算载荷系数K动载荷系数 直齿轮，
1.60384 （６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得
79.97mm（７）计算模数m
3.
333.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式确定公式的各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限，小齿轮的弯曲疲劳强度极限弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力安全系数S=
1.
4303.57MPa
238.86MPa
4、计算载荷系数
1.512齿形系数，应力校正系数，
6、计算
0.
013790.01644大齿轮的数值大
（2）、设计计算圆整m=
493.06圆整后
9328.94圆整后
294、几何尺寸的设计
（1）、分度圆直径=116；=372
（2）、计算中心距244
（3）、计算齿轮齿宽80；=90；85七.设计低速速级齿轮1．选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择．小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝
3.22×24=
77.16取Z2=772．按齿面接触强度设计按式（10－21）试算，即１）确定公式内的各计算数值（１）试选
（2）计算小齿轮传递的转矩
456185.39N.mm
（3）选取齿宽系数
（4）选取弹性影响系数系数
（5）查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
（6）计算循环次数
1.04×
0.34×（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数
0.90，
0.95（１０）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 540Mpa
522.5MPa２）计算 （１）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得
108.61mm （２）计算圆周速度
1.29m/s （３）计算齿宽ｂ及模数
108.61mm
4.53
10.
1810.67 （５）计算载荷系数K动载荷系数 直齿轮，
1.603 （６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得
116.48mm（７）计算模数m
4.
853.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式确定公式的各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限，小齿轮的弯曲疲劳强度极限弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力安全系数S=
1.
4303.57MPa
238.87MPa
4、计算载荷系数
1.512齿形系数，应力校正系数，
6、计算
0.
013790.01644大齿轮的数值大
（2）、设计计算圆整m=
493.235圆整后
9329.12圆整后
294、几何尺寸的设计
（1）、分度圆直径=116；=372；
（2）、计算中心距244
（3）、计算齿轮齿宽116；=125；120
八、高速轴的设计
1、轴上的功率P，转速n和转矩TP=
11.285KWn=730r/minT=
147.655N.m
2、作用在齿轮上的力
2568.09N；
934.71N压轴力
1548.83N；为啮合角为
3、初步确定轴的最小直径
32.90mm转矩的载荷系数；计算转矩
191.96N.m，选择HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器与轴配合的鼓孔的长度82mm，38mm
4、轴的结构设计40；45；50；56；45；50；50；86；8；30；34与67处对应的是轴承选用6309轴承12处的键选择8×7×70，倒角为1，45处的键选择12×8×63，倒角为
1.
65、求轴上的力载荷水平面H垂直面V支持力
1144.28N，
1423.80N
1495.05N，
2514.30N弯矩M
93259.12N.mm
160303.99N.mm，
164687.34N.mm总弯矩
185457.89N.mm
189259.34N.mm扭矩TT=
147.665N.m轴的弯矩图轴的转矩图
6、按弯扭合成应力校核轴的强度
22.93MPa其中a=
0.6；故安全可靠
7、精确校核轴的疲劳强度
（1）判读危险截面经过判断5面为危险界面2截面的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为M=
197285.26mm截面左侧的转矩为T=
147.665N.m截面上的弯矩应力
21.65MPa截面上的扭转应力
8.10MPa轴的材料为45号钢，调质处理，，，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和查表，因
0.043，经过差值后得到
2.069；
1.65轴的材料敏感系数
0.804；
0.834轴的材料的有效应力集中系数=
1.859；
1.587轴的尺寸系数
0.725；
0.84轴的表面质量系数；轴的综合系数
2.65；
1.97碳钢的特性系数；于是计算安全系数的值
4.
7818.
854.64
（3）截面的右侧抗弯截面系数91125抗扭截面系数182250截面左侧的弯矩为M=
197285.25mm截面左侧的转矩为T=
147.665N.m截面上的弯矩应力
15.78MPa截面上的扭转应力
8.10Pa过盈配合处的的值，经过查表得=
2.616；
2.093表面质量系数；轴的综合系数
2.71；
2.18于是计算安全系数的值
6.
4517.
166.03
九、中速轴的设计
1、轴上的功率P，转速n和转矩TP=
10.835KWn=
226.825r/minT=
456.375N.m
2、作用在齿轮上的力齿轮2上的力
2450.33N；
891.84N齿轮3上的力
7868.53N；
2863.91N
3、初步确定轴的最小直径
36.52mm
4、轴的结构设计55；56；60；56；55；
59.5；81；
105.5；126；57；12与56处对应的是轴承选用6311轴承23处的键选择14×9×125，倒角为2，67处的键选择14×9×63，倒角为
25、求轴上的力载荷水平面H垂直面V支持力
5177.07N，
241.13N
1884.30N，
87.76N弯矩M
364983.55N.mm
21822.02N.mm
132843.15N.mm，
7942.5N.mm总弯矩
388407.38N.mm
23222.51N.mm扭矩TT=
456.375N.m轴的弯矩图轴的转矩图
6、按弯扭合成应力校核轴的强度
27.06MPa其中a=
0.6；故安全可靠
7、精确校核轴的疲劳强度
（1）判读危险截面经过判断5面为危险界面2截面的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为M=
622553.67N.mm截面左侧的转矩为T=
456.375N.m截面上的弯矩应力
35.44MPa截面上的扭转应力
12.99MPa轴的材料为45号钢，调质处理，，，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和查表，因
0.032，
1.12经过差值后得到
1.91；
1.22轴的材料敏感系数
0.82；
0.85轴的材料的有效应力集中系数=
1.75；
1.19轴的尺寸系数
0.7115；
0.834轴的表面质量系数；轴的综合系数
2.65；
1.57碳钢的特性系数；于是计算安全系数的值
2.
9314.
702.87
（3）截面的右侧抗弯截面系数21600抗扭截面系数43200截面左侧的弯矩为M=
622553.67mm截面左侧的转矩为T=
456.375N.m截面上的弯矩应力
28.82MPa截面上的扭转应力
12.99MPa过盈配合处的的值，经过查表得=
2.63；
2.10表面质量系数；轴的综合系数
2.73；
2.20于是计算安全系数的值
3.
5010.
613.32
十、低速轴的设计
1、轴上的功率P，转速n和转矩TP=
10.405KWn=
70.48r/minT=
1410.45N.m
2、作用在齿轮上的力鼓轮上的力F=
6189.765N齿轮4上的力
7583.06N；
2760.00N；
3、初步确定轴的最小直径
64.20mm联轴器的载荷系数为
0.6，计算转矩Tca=
846.27N.mm，故选择HL5弹性柱销联轴器
4、轴的结构设计170；75；80；85；90；80；142；50；72；116；12；45；34与78处对应的是轴承选用6316轴承12处键的选择为18×11×125；67处键的选择为20×12×100倒角的选择67处为
2.5，12处为
25、求轴上的力载荷水平面H垂直面V支持力
1202.65N，
5578.82N
1557.36N，
4185.53N弯矩M
130488.05N.mm
783824.11N.mm，
566363.52N.mm总弯矩
794611.47N.mm
581201.14N.mm扭矩TT=
1410.45N.m轴的弯矩图轴的转矩图
6、按弯扭合成应力校核轴的强度
22.67MPa其中a=
0.6；故安全可靠
7、精确校核轴的疲劳强度
（1）判读危险截面经过判断4面为危险界面2截面的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为M=
1134350.42N.mm截面左侧的转矩为T=
1410.45N.m截面上的弯矩应力
18.47MPa截面上的扭转应力
11.48MPa轴的材料为45号钢，调质处理，，，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和查表，因
0.029，
0.68经过差值后得到
2.29；
0.139轴的材料敏感系数
0.83；
0.88轴的材料的有效应力集中系数=
1.73；
1.655轴的尺寸系数
0.605；
0.775轴的表面质量系数；轴的综合系数
3.49；
2.21碳钢的特性系数；于是计算安全系数的值
4.
2611.
924.02
（3）截面的右侧抗弯截面系数51200抗扭截面系数102400截面左侧的弯矩为M=
1134350.42N.mm截面左侧的转矩为T=
1410.45N.m截面上的弯矩应力
22.16MPa截面上的扭转应力
11.48MPa过盈配合处的的值，经过查表得=
2.67；
2.14表面质量系数；轴的综合系数
2.83；
22.28于是计算安全系数的值
4.
3711.
564.09
十一、轴承的校核高速轴上的轴承，轴承的型号为6309；
1、求比值0N；
2889.46N；0，n=730r/min
（2）查得X=1；Y=0；当量动载荷为查表得当量动载荷系数
3467.35N要求工作的寿命时间h1=300x16x10=48000h查表得C=
52.8理论工作时间
80618.70hh1故可以使用
2、中速轴上的轴承，轴承的型号为6311；
1、求比值0；
5509.32N；0，n=
226.825r/min
（2）查得X=1；Y=0；当量动载荷为查表得当量动载荷系数
6611.19N要求工作的寿命时间h1=300x16x10=48000h查表得C=
61.8，理论工作时间
92947.38hh1故可以使用
3、低速轴上的轴承，轴承的型号为6316；
1、求比值0N；
5706.98N；0，n=
70.48r/min
（2）查得X=1；Y=0；当量动载荷为查表得当量动载荷系数
6848.37N要求工作的寿命时间h1=300x16x10=48000h查表得C=
65.48理论工作时间
1336902.97hh1故可以使用十二.润滑与密封1．润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑2．密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封3．润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）十一.箱体结构尺寸机座壁厚δδ=
0.025a+58mm机盖壁厚δ1δ1=
0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=
1.5δ12mm机盖凸缘壁厚b1=
1.5δ112mm机座底凸缘壁厚b2=
2.5δ20mm地脚螺钉直径df=
0.036a+
1216.3mm地脚螺钉数目a250n=66轴承旁联接螺栓直径d1=
0.75df
12.2mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=
0.5～
0.6df10mm联接螺栓d2间距L=150～200160mm轴承盖螺钉直径d3=
0.4～
0.5df7mm窥视孔螺钉直径d4=
0.3～
0.4df6mm定位销直径d=
0.7～
0.8d27mm轴承旁凸台半径R10mm轴承盖螺钉分布圆直径D1=D+
2.5d3D为轴承孔直径D11=
42.5mmD12=
42.5mmD13=
57.5mm轴承座凸起部分端面直径D2=D1+
2.5d3D21=
59.5mmD22=
59.5mmD23=
74.5mm大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1Δ
11.2δ10mm齿轮端面与箱体内壁距离Δ2Δ2δ9mm两齿轮端面距离Δ4=55mmdfd1d2至外机壁距离C1=
1.2d+5～8C1f=26mmC11=21mmC12=18mmdfd1d2至凸台边缘距离C2C2f=22mmC21=17mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K=C1+C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=1～
1.2d113mm轴承座凸起部分宽度L1≥C1f+C2f+3～552mm吊环螺钉直径dq=
0.8df13mm十三.参考文献1．《机械设计课程》第八版濮良贵纪名刚主编高等教育出版社2007年2．《机械设计课程设计》周元康林昌华张海兵编著重庆大学出版社2004年3．《机械设计师袖珍手册》毛谦德李振清主编机械工业出版社1994年4．《实用机械设计手册上》中国农业机械化科学研究院编中国农业机械出版1985年5．《机械原理》第七版孙桓陈作模葛文杰主编高等教育出版社年20078712345677123457676547321PAGE20。
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