机械原理课程设计热处理车间零件输送设备的传动装置.doc

目录
一、概述 （页码）
二、电动机的选择
三、传动装置的主要运动和动力参数的计算
四、V带传动的设计计算
1、V带的传动设计
2、V带轮的结构设计
五、 斜齿圆柱齿轮的设计计算
1、 高速级齿轮的设计
2、 低速级齿轮的设计
六、 轴及其轴上相关零件（轴承，键）的设计与校核
1、 高速轴(输入轴)
2、 中间轴
3、低速轴(输出轴)
七、机座(箱体)结构尺寸的计算
八、润滑剂及齿轮、轴承的润滑方法及密封方法的选择
1、齿轮润滑
2、轴承润滑
3、密封方法
九、设计总结
十、参考文献

一、概述
1，题目
热处理车间零件输送设备的传动装置
2，运动简图

1—电动机
2—V带
3—斜齿圆柱齿轮减速器
4—联轴器
5—滚筒
6—输送带
3，工作条件
该装置单向传送，载荷平稳，空载运动，两班制工作，试用期10年（每年按255天计算），容许误差为5％。
4，原始数据
滚筒的扭矩T（N·m）：299.84
滚筒的直径D（mm）：300
运输带速度V（m/s）：0.80
输送带轮毂传动效率为：0.97

二、电动机的选择
工作机的转速n=1000v*60/пD=1000*0.8*60/300п=50.96r/min
工作机（滚筒）需要的输入功率P=T*n/9550kw=299.84*50.96/9550=1.60kw（或FV/1000）
工作机（滚筒）实际需要的电动机的输出功率为
其中总效率 0.83
则1.98kw
故选取电动机的型号:Y100L1-4(同步转速1500r/min,4极)
其相关参数如下：
额定功率
满载转速
堵转转矩
最大转矩
质量
2.2kw
1430r/min
2.2
2.3
34Kg

三、传动装置的主要运动和动力参数的计算
传动装置的总传动比
执行机构（滚筒）的转速为
则
而展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器的两级传动比的关系如下：
普通V带传动的传动比,故可取
则，即，故，
取，，
故

从而知，，
则有如下计算结果：

将计算数据列表如下:

项目
电机轴
高速轴
中间轴
低速轴
转速(r/min)
1440
576
133.6427
43.3905
功率(kw)
4
3.84
3.0876
3.5412
转矩(Nm)
26.5278
63.6667
263.5097
779.3890

四、V带传动的设计计算
（一）V带的传动设计
已知条件:普通V带；电动机的功率p=4kw，转速n=1440r/min；
传动比
1，确定计算功率pca
由《工作情况系数KA》知，KA=1.1
故pca=kA P=1.24kw=4.8kw
2，选择V带类型
由《普通V带选型图》知，选择A型V带
3，确定带轮的基准直径并验算带速V
1）初选小带轮基准直径
由《V带轮的最小基准直径》和《普通V带轮的基准直径系列》知，
取小带轮的基准直径=90mm
2）验算带速

因为，故带速合适
3）计算大带轮的基准直径

由《普通V带轮的基准直径系列》知，圆整
4，确定V带的中心距a和基准长度
1）根据知，初定中心距
2）带长

由《V带的基准直径系列及长度条数》知，
选带的基准长度，带长修正系数
3）实际中心距

则

故中心距变化范围为524.8960-572.8960mm
5，验算小带轮上的包角
6，计算带的根数
1）计算单根V带的额定功率
根据，由《单根普通V带的基本额定功率》知,

根据,和A型带，由《单根普通V带额定功率的增量》知,=0.1692kw
由《包角修正系数》知,

2)计算V带的根数z
.故取V带根数为4根,则z=4
7，计算单根V带的初拉力的最小值
由《V带单位长度的质量》知,z=0.1kg/m

8，计算压轴力的最小值

(二)V带轮的结构设计

五、斜齿圆柱齿轮的设计计算
（一）高速级齿轮的设计
1，选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按运动简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动
2）零件输运设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级即可
3）材料选择
选择小齿轮的材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
4）选小齿轮的齿数，则大齿轮的齿数，取=91
5）选取螺旋角
2，按齿面接触强度设计

（1）确定公式内的各计算值
1)试选载荷系数
2)由《区域系数》知，=2.43
3)由《标准圆柱齿轮传动的端面重合度》知，
4)由《调质处理的钢》知，小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮的
5)由计算应力循环次数
，
6)由《接触疲劳寿命系数》知，
7)由计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1
则
故
8)由《圆柱齿轮的齿宽系数》知，=1
9)由《弹性影响系数》知，
10)
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径

2)计算圆周速度

3)计算齿宽b及模数

4)计算纵向重合度

5)计算载荷系数k
已知使用系数，根据V=1.3488m/s，7级精度
由《动载系数值》知，
由《接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数》知，
由《弯曲强度计算的齿向载荷分布系数》知，
由《齿向载荷分配系数》知，
故载荷系数
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

7)计算模数

3，按齿根弯曲强度设计

1)计算载荷系数

2)根据纵向重合度知，由《螺旋角影响系数》知，
3)计算当量齿数
，
4)查取齿形系数和应力检正系数
由《齿形系数及应力校正系数》知，

5)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，
由和《齿轮的弯曲疲劳强度极限》知，

由《弯曲疲劳寿命系数》知，
则

6)计算大、小齿轮的并加以比较知，

7)设计计算

对比计算可知,由齿面接触疲劳强度设计计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故可取
按接触强度算得的分度圆的直径
则小齿轮的齿数
取,则,取
4，几何尺寸计算
(1)计算中心距

故中心距圆整为127mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

因值变化不多,故系数都不必修正
(3)计算大小齿轮的分度圆直径

(4)计算齿轮宽度

圆整后取
（二）低速级齿轮的设计
1，选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)选用7级精度等级
2)选择小齿轮的材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS
3)选小齿轮的齿数，则大齿轮的齿数
4)选取螺旋角
2，按齿面接触强度设计

(1)确定公式内的各计算值
1)试选载荷系数
2)由《区域系数》知，=2.43
3)齿轮端面重合度
4)由《调质处理的钢》知，小齿轮接触疲劳强度极限,大齿轮
5)由计算应力循环次数
小齿轮次，
大齿轮次
6)取
7)由计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1
则
故
8)由《圆柱齿轮的齿宽系数》知，=1
9)由《弹性影响系数》知，
10)
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径

2)计算圆周速度

3)计算齿宽b及模数

4)计算纵向重合度

5)计算载荷系数k
已知使用系数，根据V=0.5018m/s，7级精度
由《动载系数值》知，
由《接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数》知，
由3《弯曲强度计算的齿向载荷分布系数》知，
由《齿向载荷分配系数》知，
故载荷系数
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

7)计算模数

3，按齿根弯曲强度设计

1)计算载荷系数

2)根据纵向重合度知，由《螺旋角影响系数》知，
3)计算当量齿数

4)查取齿形系数和应力校正系数

5)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，
,
则

6)计算大、小齿轮的并加以比较知，

7)设计计算

对比计算可知,由齿面接触疲劳强度设计计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数.
取
按接触强度算得的分度圆的直径
则小齿轮的齿数
取,则,取
4.几何尺寸计算
(1)计算中心距

故中心距圆整为150mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

因值变化不多,故系数都不必修正.
(3)计算大小齿轮的分度圆直径

(4)计算齿轮宽度

圆整后取

六、轴及其轴上相关零件（轴承，键）的设计与校核
（一）高速轴(输入轴)
一,求作用在齿轮上的力
高速级小齿轮分度圆直径为
则圆周力
径向力
轴向力
二,初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理,取
mm
由于轴截面上开有键槽,则取
高速轴的最小直径显然是安装大带轮处的轴的直径,取
三，轴的结构设计
1,拟定轴上零件的装配方案(画结构草图)
2,根据轴向定位的要求,确定轴的各段直径和长度
1)为了满足大带轮轴向定位的要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故Ⅱ-Ⅲ段直径
左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径
大带轮与轴配合的毂孔长度
为了保证轴端挡圈只压在大带轮上面而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ轴段长度应比略短一些,故取
2）将齿轮与轴做成整体，形成齿轮轴
3）轴承端盖的总宽度为35mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取
4）取齿轮距箱体内壁距离
考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，则
由于中间轴上小齿轮的轮毂长，并且大齿轮与小齿轮之间的距离，则取
3，选择滚动轴承
因为,取
已知:
①正装(面对面)安装两个角接触球轴承；
②切向力,径向力,；
③齿轮分度圆直径,齿轮转速；
④运转中没有冲击载荷,则,取,初选两个轴承型号为:7306AC
则基本额定动载荷,基本额定静载荷,判断系数,
由于两轴承均采用轴肩进行轴向定位,查得轴肩定位高度
取,,
1）求两轴承的径向载荷和
带传动有压轴力，而，故可取

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系上，两个平面上的受力情况如下：

有计算可知AB=103.2mm,BC=129.3mm,CD=44.3mm

由受力分析可知，

代入数据可知，

从而知两轴承所受的径向载荷分别为，
2）求两轴承的计算轴向力和
对于70000AC型轴承，派生轴向力

3）求两轴承的当量动载荷和
对轴承1，，则
对轴承2，，则

4）求轴承应具有的额定动载荷值

4，求轴上的载荷

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

4,按弯扭合成校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由于轴为单向旋转，则扭转切应力为脉动循环变应力，取
故轴的计算应力

轴的材料为45钢，调质处理，由《轴的常用材料及其主要力学性能》知

因此，，故安全
四、轴上零件的周向定位
1）选择键连接的类型和尺寸
带轮与轴的周向定位采用圆头普通平键A型连接
根据
由《普通平键和普通楔键盘的主要尺寸》知，
，L=50mm
2）校核键连接的强度
键、轴承和轮毂材料都为钢，由《键连接的许用挤压应力，许用应力》知，
，取其平均值则
键的作用长度
键和轮毂键槽的接触高度

则，故合适
3）带轮，齿轮和轴承与轴的配合的选择
为了保证带轮和轴配合有良好的对中性，选择配合为H7/r6；滚动轴承和轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为，孔的直径尺寸公差为H7；轴承端盖与轴承座的配合为H7/f9。
（二）中间轴
一、求作用在齿轮上的力
中间轴大齿轮2的分度圆直径，小齿轮3的分度圆直径
小齿轮：
圆周力
径向力
轴向力
大齿轮：

二、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理，取

中间轴的最小直径显然是安装轴承处的直径，取
三、轴的结构设计
1，拟定轴上零件的装配方案（画结构草图)）
2，根据轴向定位的要求,确定轴的各段直径和长度
1）齿轮与轴承之间均采用套筒定位，且和大、小齿轮的轮毂宽度分别为和
为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度
故取，
2）齿轮均采用轴肩进行定位，且，取，则轴肩高度
而轴环（）宽度，则结合高速轴尺寸，取

3）取齿轮距箱体内壁的距离：，滚动轴承距箱体内壁距离：，
大、小齿轮间的距离为：
3，选定滚动轴承
初选两个轴承型号为7307AC，则
其基本额定动载荷，基本额定静载荷，，安装尺寸，则取
1）求两轴承所受的径向载荷和
将轴系各部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个平面力系，经计算可知，AB=57mm,BC=72mm,CD=42mm

则轴向力

铅垂面

水平面

故
2）求两轴承的计算轴向力和
对于70000AC型轴承，派生轴向力

3）求两轴承的当量动载荷和
对轴承1，，则
对轴承2，，则

4）求该轴承具有的额定动载荷值

4，求轴上的载荷
水平面：

铅垂面

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

4，按弯扭合成校核轴的强度
截面B为危险截面，取

四、轴上零件的周向定位
1）选型键连接的类型和尺寸
齿轮与轴的周向定位采用圆头平键连接
小齿轮:
根据知，由《普通平键和普通楔键的主要尺寸》知：，
大齿轮：
根据知，
，L=40
2）校核键的连接强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由《键连接的作用挤压应力，许用应力》知：取
小齿轮
键的作用长度
键和轮毂键槽的接触高度

经校核合适
大齿轮
键的作用长度
键和轮毂键槽的接触高度

经校核合适
3）齿轮和轴承与轴的配合的选择
为了保证齿轮和轴的配合有良好的对中性，选择配合为H7/n6；滚动轴承和轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为，孔的直

径尺寸公差为H7；套筒与轴的配合为H7/r6；轴承端盖与轴承座的配合为H7/f9。
（三）低速轴(输出轴)
一、求作用在齿轮上的力

二、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理，取

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径
联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化很小，故取
则
按照计算转矩应小于联轴承器公称转矩的条件,查《弹性柱销联轴器（GB/T5014-2003）》知,选用型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径半联轴器长度为,半联轴器与轴配合的毂孔长度,故
三、轴的结构设计
1，拟定轴上零件的装配方案（画结构草图)）
2，根据轴向定位的要求,确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，段右端需制出一轴肩，故取
右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60
半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比L略短一些，故取
2）确定轴承端盖的总宽度为40，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离，故
3）考虑到箱体的铸造误差,以确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离,取，取齿轮距箱体内壁的距离

3，选定滚动轴承
选定轴承型号为7312AC角接触球轴承，则基本额定动载荷，基本额定静载荷，安装尺寸
1）求两轴承所受的径向载荷和
水平面：

铅垂面：

2）求两轴承的计算轴向力和

3）求两轴承的当量动载荷和
对轴承1，，则
对轴承2，，则

4）求轴承具有的额定动载荷值

4，求轴上的载荷

垂直面：

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

5，按弯扭合成校核轴的强度

四、轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接
齿轮连接：
1，选择键的类型和尺寸
由于7级精度的齿轮有定心精度要求，则应采用平键连接
根据知，bh=2214,L=13mm
2，校核键的强度
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

联轴器的连接：
1)根据，取mm
2)校核键的强度
键的工作长度

3，联轴器，齿轮和轴承与轴的配合的选择
为了保证联轴器，齿轮和轴配合有良好的对中性，分别选择配合为H7/k6，H7/n6；滚动轴承和轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为，孔的直径尺寸公差为H7；轴承端盖与轴承座的配合为H7/f9；套筒与轴的配合为H7/k6。

七、机座(箱体)结构尺寸的计算
箱体起着支撑轴系，保证传动件和轴系正常运转的重要作用。现选用的减速器箱体采用灰铸铁铸造成箱体和箱盖两部分，剖分式，采用螺栓联接成一体（详细结构尺寸见装配图）。
1，箱座高度

因传动件采用浸没润滑，箱座高度应满足齿顶圆到油池的距离不小于30-50mm，以使箱体能容纳一定的润滑油，以便润滑和散热。
设计时，在离大齿轮齿顶圆30—50mm的时候，画出箱体油池底面，初定箱座的支撑高度：，其中为大齿轮齿顶圆直径，再根据浸油深度，修订箱座高度。
2，箱体要有足够的刚度
（1）箱体的厚度：箱体应有合理的厚度，轴承座箱体底座等处承受的载荷较大，壁厚座厚些；
（2）轴承座螺栓凸台的设计：为提高轴承座的刚度，轴承座两联接螺栓应尽量靠近，需在轴承座旁设置螺栓凸台。
（3）设置加强肋板:为了提高轴承座附近箱体的刚度，在平壁式箱体上可适当设置加强肋板。
3，箱体外轮廓的设计
箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成，大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径。
4，箱体凸缘尺寸
轴承座外端面应向外凸出5—10mm，以便切削加工。箱体凸缘联接螺栓应合理布置，螺栓间距不宜过大，一般不大于150—200mm。
1)箱体壁厚
2)箱盖壁厚
3)箱座凸缘厚度b=12mm
4)箱盖凸缘厚度b1=12mm
5)箱座底凸缘厚度b2=20mm
6)地脚螺栓直径df=17mm
7)地脚螺栓数目n=4
8)轴承旁联接螺栓直径d1=12mm
9)盖与座连接螺栓直径d2=10mm
10)联接螺栓d2的间距l=150mm
11)轴承端盖螺钉直径d3=10mm
12)视孔盖螺钉直径d4=7mm
13)定位销直径d=8mm
14)df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm
15)df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm
16)轴承旁凸台半径R1=14mm
17)外箱壁至轴承座端面距离L1=52mm
18)大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=15mm
19)齿轮端面与内箱壁距离△2=19mm
20)箱盖，箱座肋厚m1=8mm,m=8mm

八、润滑剂及齿轮、轴承的润滑方法及密封方法
（一）齿轮润滑
1，润滑方式的选择
该装置为开式齿轮传动，高速级齿轮的圆周速度

故采用大齿轮浸油润滑，大齿轮浸入油的深度为12mm
2，润滑剂的选择
结合装置的工作条件，选用中负荷工业齿轮油（GB5903-1995）
高速级齿轮的圆周速度V=
低速级齿轮的圆周速度
平均速度=
又因为齿轮的材料为45钢，所以运动粘度ν=118cSt（50C），故润滑油牌号GB5903-1995-100
（二）轴承润滑
1)高速轴上轴承：30576=17280<2×10
2）中间轴上轴承：
35×133.6427=4677.4945<2×10
3)低速轴上轴承：
60×43.3905=2603.43<2×10
所以三对轴承都采用脂润滑。
（三）密封方法
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，
箱外杂质和水基灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用凸缘
式轴承端盖，用毡圈油封实现密封。
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：采用封油环与毡圈密封。

九、设计总结
为期三个星期的课程设计结束了，让我们每个人都切身体验到了机械设计的基本模式和相关流程。在这次课程设计中，我学会了怎样根据老师所给的题目去构思，收集和整理设计中所需要的资料。在这些日子里，我们都夜以继日地演算相关数据，在参考书上寻找参考资料，使我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜悦。
通过本次课程设计，我们将理论知识与实际设计相结合，真正做到了理论联系实际，并且学会了如何综合地去运用所学的知识，使我们对所学的知识有了更加深刻的认识和了解，让我们受益匪浅。
同时，通过本次设计也让我们体验到了团队合作的重要性和必要性。机械设计是一个庞大而复杂的系统工程，单枪匹马是不太可能顺利完成任务的，这就要求我们要有合理的分工和密切的配合，将一个个复杂的问题分解成许多小问题，然后再各个击破，只有这样才能设计出很实用的产品，同时也可以大大提高工作效率。

十、参考文献
[1]《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第8版；
[2]《机械设计课程设计手册》，高等教育出版社，吴宗泽，罗圣国主编，2006年5月第3版；
[3]《机械制图》，中国地质大学出版社，王晓青，徐庆华主编，2004年9月第1版；
[4]《互换性与技术测量（第2版）》，机械工业出版社，王伯平主编，2007年8月第2版;
[5]《机械原理》，华中科技大学出版社，魏兵，熊禾根主编，2007年3月第1版;
[6]《理论力学Ⅰ》，高等教育出版社，哈尔滨工业大学理论力学教研室编，2002年8月第6版；
[7]《材料力学Ⅰ》，机械工业出版社，杨伯源主编，2004年6月第1版；
[8]《机械工程材料》，清华大学出版社，王忠主编，2005年10月第1版。