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機械設計課程設計計算說明書（機械設計課程設計計算說明書總結）

發(fā)布時間：2023-04-26 13:04:57 稿源：創(chuàng)意嶺閱讀： 180

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本文目錄:

1、機械設計課程設計帶式運輸機
2、機械設計課程設計帶式運輸機傳動裝置
3、機械課程設計前言
4、機械設計課程設計帶式輸送機傳動裝置說明書單級圓柱齒輪減速器輸送帶工作拉力為1800N 輸送帶工作

機械設計課程設計計算說明書（機械設計課程設計計算說明書總結）

一、機械設計課程設計帶式運輸機

武漢工程大學

機械設計課程

說明書

課題名稱：帶式運輸機傳動裝置的設計

專業(yè)班級：2006級機制（中）1班

學生學號：0603070105

學生姓名：陳明偉

學生成績：

指導教師：徐建生教授

課題工作時間：2008.12.15至2008.01.02

武漢工程大學教務處

機械設計課程設計

-單級圓柱齒輪減速箱

機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器目錄

第一節(jié)：設計任務書……………………………………………………2

第二節(jié)：傳動方案的擬定及說明………………………………………3

第三節(jié)：電動機的選擇…………………………………………………5

第四節(jié)：計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………6

第五節(jié)：傳動件的設計計算……………………………………………8

第六節(jié)：軸的設計計算…………………………………………………20

第七節(jié)：滾動軸承的選擇及計算………………………………………23

第八節(jié)：鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………23

第九節(jié)；連軸器的選擇…………………………………………………23

第十節(jié)：減速器附件的選擇……………………………………………23

第十一節(jié)：潤滑與密封…………………………………………………23

第十二節(jié)：設計小結…………………………………………………… 23

第十三節(jié)參考資料目錄………………………………………………. 24

第一節(jié) 機械設計課程設計任務書

題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中V帶輪機展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器

一．總體布置簡

圖1—1

1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器

二．工作情況：

一般條件，通風良好，連續(xù)工作，近于平穩(wěn)，單向旋轉。

三．原始數據

1.鼓輪的扭矩T（N/m）：460

2.鼓輪的直徑D（mm）：380

3.運輸帶速度V（m/s）：0.8

4.帶速允許偏差（％）：±5

5.使用年限（年）：8年，大修期3年

6.工作制度（班/日）：2

7.卷筒效率：∩=0.96

四．設計內容

1. 電動機的選擇與運動參數計算；

2. 斜齒輪傳動設計計算

3. 軸的設計

4. 滾動軸承的選擇

5. 鍵和連軸器的選擇與校核；

6. 裝配圖、零件圖的繪制

7. 設計計算說明書的編寫

五．設計任務

1．減速器總裝配圖一張

2．齒輪、軸零件圖各一張

3．設計說明書一份

六．設計進度

第一階段：機械系統(tǒng)方案設計，(選擇傳動裝置的類型)

第二階段：機械系統(tǒng)運動，動力參數計算，（電動機的選擇，傳動裝置運動動力參數計算）。

第三階段：傳動零件的設計計算，（傳動系統(tǒng)中齒輪傳動等的設計計算）。、第四階段：減速器裝配圖的設計。（軸系結構設計————初定軸頸，軸承型號，校核減速器中間軸及其鍵的強度，軸承壽命，減速器箱體及其附件結構設計）。

第五階段：減速器裝配圖，零件圖設計，（在繪圖紙上繪制減器正式裝配圖，減速器中間軸及其中間軸上大齒輪的零件圖）。

第六階段：編寫設計說明書。

第二節(jié) 傳動方案的擬定及說明

一、初擬三種方案如右圖（圖1—2、圖1—3、圖1—4）

圖1—1

圖1—3

二、分析各種傳動方案的優(yōu)缺點

方案a傳動比小，齒輪及齒輪箱的尺寸小，制造成本低，工作可靠，傳動效率高，維護方便，帶的壽命短，不宜在惡劣環(huán)境中工作。

方案b 傳動比大，齒輪及齒輪箱的尺寸大，制造成本大，工作可靠，傳動效率高，維護方便，環(huán)境適應性好。

方案c傳動比小，齒輪及齒輪箱的尺寸小，制造成本高，工作可靠，傳動效率高，維護方便，帶的壽命短，不宜在惡劣環(huán)境中工作。

第三節(jié) 電動機的選擇

一．電動機類型和結構的選擇

因為本傳動的工作狀況是：連續(xù)、載荷近于平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。

二．電動機容量的選擇

1. 工作機所需功率Pw 。

由已知條件運輸帶速度（0.8m/s），鼓輪直徑（380㎜）得：

2. 電動機的輸出功率

傳動裝置中的總效率式中， ………為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2—4（參考文獻2）查得：閉式斜齒圓柱齒輪傳動效率；滾動軸承（一對）的傳動效率為；彈性聯軸器的傳動效率；卷筒效率；V帶傳動效率；卷筒滑動軸承的效率。

3. 確定電動機的額定功率

根據計算出的電動機的功率可選定電動機的額定功率

4. 電動機轉速的選擇及型號的確定

為了便于選擇電動機的轉速，先推算電動機的轉速的可選范圍。由表2—1（參考文獻2 P4）查得V帶傳動常用的傳動比范圍 ;單級圓柱齒輪常用的傳動比范圍。則電動機的轉速可選范圍為

可見同步轉速為750r/min,1000r/min,和1500r/min的電動機均符合，這里初選同步轉速為1000r/min 和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下（表1）

方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉速電動機質量（kg）傳動裝置的傳動比參考比價

同步滿載總傳動比 V帶高速級低速級

1 Y100L2—4 3 1500 1420 38 35.3 3 3.678 3.2 1.87

2 Y132 5—6 3 .1000 960 63 23.88 3 3 2.65 3.09

由表中的數據可知兩個方案均可行，但方案1參考比較較低，質量小，較方案2經濟，可采用方案1，選定電動機型號為Y100L2—4,轉速1500r/min..

三、電動機的技術數據和外形及安裝尺寸

由表20—1表20—2查出Y100L1—4型電動機的主要技術數據和外形安裝尺寸，并列表記錄如下：（參考文獻2 P197）

（表2）

電動機型號 H A B C D E F×GD G K AB AD AC HD AA BB HA L

4極 4極 4極 4極 4極

Y100L 100 160 140 63 28 60 8×7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380

第四節(jié) 計算傳動裝置的運動和動力參數

一、傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比

1．計算總傳動比

由電動機的滿載轉速( )和工作機主動軸轉速可確定傳動裝置應有的總傳動比為：

2．合理分配各級傳動比

先試選皮帶輪傳動比 ,減速箱是展開式布置，為使兩級大齒輪有相近的浸油深度，告訴級傳動比和低速級傳動比可按下列方法分配。

有，可取，，。

二．計算傳動裝置的運動和動力參數

如圖各軸編號分別為軸Ⅰ、軸Ⅱ、軸Ⅲ。如圖1—5

圖1—5

1. 計算各軸轉速

圖1—5，所示傳動裝置中各軸的轉速為

2. 計算各軸輸入功率

各軸的輸入功率為

式中： ——電動機與Ⅰ軸之間V帶傳動效率。

——高速級傳動效率，包括高速級齒輪副和Ⅰ軸上一對軸承的效率。

——低速級傳動效率，包括低速級齒輪副和Ⅱ軸上的一對軸承的效率。

3. 計算各軸輸入轉矩

圖1—5所示傳動系統(tǒng)中各軸轉矩為

4. 將以上結果整理后列表如下

（| （表3）

項目電動機軸高速軸Ⅰ 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 滾筒滑動軸Ⅳ

轉速（r/min） 1420 473.330 128.693 40.220 40.220

功率（k0w） 3 2.880 2.7660 2.656 2.603

轉矩（n/m） 2.3 58.108 205.258 630.706 630.706

傳動比 i01=3 I12=3.678 I23=3.2 I34=1

效率 ∩01=0.96 ∩12=0.963 ∩23=0.9603 ∩34=0.9801

第五節(jié) 傳動件設計計算

一．V帶傳動的設計計算（參考文獻1）

由已知條件電動機功率P=3KW ，轉速n1=1420r/min ，傳動比 i=3 ，每天工作8小時，兩班制，要求壽命8年。

試設計該V帶傳動。

1. 計算功率。

由表8----7工況系數 ,故：

2. 選擇V帶的帶型。

根據， .由圖8----11選用A型。

3. 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速v。

(1)初選小帶輪基準直徑，查表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑 .

(2)驗算帶速V, 因為3<v<5m/s,故合適。

(3)計算大帶輪大基準直徑。

根據式8-15a，

根據表8-8，圓整為280mm。

4. 確定V帶的中心距a和基準長度。

(1) 根據式8-20，初定中心距

(2) 由式8-22，計算基準直徑。

由表8-2選基準長度

(3) 驗算小帶輪的包角。

6.計算帶的根數Z.

（1）計算單根v帶的額定功率pr

△P0=0.17kw k =0.942. Kl=0.99，

于是

（2）計算V帶的根數z

Z= 取4根V帶。

7計算單根V帶的拉力最小值

由表8-3得A型V帶的長度質量為0.1kg/m所以

應使帶的實際初拉力》

8計算壓軸力Fp

9.帶輪結構設計

材料HT200,A型，根數Z=4,長度Ld0=1600mm,中心距a=500mm

圖1-6

二．高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：

有以上計算得，輸入功率Pi=2.88kw,小齒輪轉速n1=473.33r/min

齒數比u=i12=3.678.

1．選精度等級、材料及齒數

1）材料及熱處理；

選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。

2）精度等級選用7級精度；

3）試選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=z1*u=24*3.678=88.272

取Z282齒輪；

2．按齒面接觸強度設計

因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算

按式（10—21）試算，即

確定公式內的各計算數值

（1）試選Kt=1.5

(2)計算小齒輪的轉矩。T1=5.81076*104NM.

（3）由表10－7選取尺寬系數φd=1

（4）由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa

（5）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=650MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa；

（6）由式10－13計算應力循環(huán)次數（8年，每天兩班制，1年按300天計算）

N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09055×108

N2=N1/u=1.09055×108/3.678=2.965×107

（7）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.948；KHN2＝0.99

（8）計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得

[σH]=1＝＝0.948×650MPa＝616.2MPa

[σH]2＝＝0.99×550MPa＝544.5MPa

= ([σH]+ [σH])/2=(616.2+544.5)/2=580.36Mpa

2）計算

（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t

d1t≥ = 43.469mm

（2）計算圓周速度

v= = =1.0733m/s

（3）計算齒寬b及其模數mnt

b=φd*d1t=1×43.469mm=43.469mm

mnt 1.7574

h=2.25mnt=2.25*1.7574mm=3.9542mm

b/h=43.469/3.9542=10.993

(4)計算重合度。

（5）計算載荷系數K

已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1 根據v=1.0773m/s,7級精度，由

10—8查得動載系數KV=1.05； KHα=KHβ=1

查表10-2得 KA=1.0、

查表10-4，用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐為非對稱布置時KHβ=1.418

由b/h=10.993, KHβ=1.418插圖10-13得KFβ=1.38

固載荷系數為：

K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.418=1.6378

（6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得（取kt=1.2-1.4）

d1= =44.7613mm

（7）計算模數mn

mn =

3．按齒根彎曲強度設計

由式m≥

1）確定計算參數

（1）由圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞輕度極限σFE1=550mpa,大齒輪σFE2=400mpa。

（2）由圖10-18取疲勞壽命系數KFN1=0.92,KFN2=0.98

(3)查表10-28得螺旋角影響系數 .根據。

（4）計算當量齒數

（5）計算彎曲疲勞許用應力取S=1.4

[σF1]= = =361.429Mpa

[σF2]= = =280Mpa

(4) 計算載荷系數

K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.1×1.38=1.5939

（5）查取齒型系數

由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=12.186

（6）查取應力校正系數

由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787

（7）計算大小齒輪的并加以比較

= =0.01147

= =0.01395

大齒輪的數值大。

2）設計計算

mn≥ =1.3005mm

就近圓整為標準值（第一系列）為mn=1.5 分度圓直徑d1=44.7613mm

則

z1 =d1cos /mn=44.7613*cos140/1.5=28.954，

取z1=28 z2=u*z1=3.678*24=106.662取107齒

4．幾何尺寸計算

(1)計算中心距

a= = =105.123mm

將中心距圓整為105mm

(2)按圓整后的中心距修正螺旋角。

因值改變不多，故參數等不必修正。

（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。

d1=z1 mn /cos =29*1.5/cos13043’45”=44.781mm

d 2=z2mn/ cos =107*1.5/ cos13043’45”=165.225mm

(4)計算齒寬

1*44.781=44.781mm

圓整后取B2=45mm,B1=50mm.

三．低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：

有以上計算得，輸入功率Pi=2.766kw,小齒輪轉速n1=128.693r/min

齒數比u=i12=3.

2．選精度等級、材料及齒數

1）材料及熱處理；

選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。

2）精度等級選用7級精度；

3）試選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=z1*u=24*3=72

取Z72齒輪；

2．按齒面接觸強度設計

因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算

按式（10—21）試算，即

確定公式內的各計算數值

（1）試選Kt=1.5

(2)計算小齒輪的轉矩。T1=2.0526*105NM.

（3）由表10－7選取尺寬系數φd=1

（4）由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa

（5）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=650MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa；

（6）由式10－13計算應力循環(huán)次數（8年，每天兩班制，1年按300天計算）

N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108

N2=N1/u=2.965×108/3=9.883×107

（7）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.972；KHN2＝0.99

（8）計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得

[σH]=1＝＝0.972×650MPa＝631.8MPa

[σH]2＝＝0.99×550MPa＝544.5MPa

= ([σH]1+ [σH]2)/2=(631.8+544.5)/2=587.75Mpa

2）計算

（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t

d1t≥ = 55.974mm

（2）計算圓周速度

v= = =0.3772m/s

（3）計算齒寬b及其模數mnt

b=φd*d1t=1×55.974mm=43.469mm

mnt 2.263

h=2.25mnt=2.25*2.263mm=5.0917mm

b/h=55.974/5.0917=10.993

(4)計算重合度。

（5）計算載荷系數K

已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1

根據v=0.3772m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.03； KHα=KHβ=1.1

查表10-4，用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐為非對稱布置時由b/h=10.993, KHβ=1.4206插圖10-13得KFβ=1.399

固載荷系數為：

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.42.6=1.6095

（6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得（取kt=1.2-1.4）

d1= =57.303mm

（7）計算模數mn

mn =

3．按齒根彎曲強度設計

由式m≥

1）確定計算參數

1.由圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞輕度極限σFE1=550mpa,大齒輪σFE2=400mpa。

2.由圖10-18取疲勞壽命系數KFN1=0.969,KFN2=1

3.查表10-28得螺旋角影響系數 .根據。

4 計算當量齒數

（5）計算彎曲疲勞許用應力取S=1.4

[σF1]= = =380.679Mpa

[σF2]= = =285.714Mpa

5 計算載荷系數

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.1×1.399=1.585

（6）查取齒型系數

由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=2.236

（7）查取應力校正系數

由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.734

（8）計算大小齒輪的并加以比較

= =0.01089

= =0.01357

大齒輪的數值大。

2）設計計算

mn≥ =1.982mm

就近圓整為標準值（第一系列）為mn=2 分度圓直徑d1=57.303mm

則

z1 =d1cos /mn=57.303*cos140/2=27.8，

取z1=31 z2=u*z1=3*31=93取93齒

4．幾何尺寸計算

(1)計算中心距

a= = =127.8mm

將中心距圓整為128mm

(2)按圓整后的中心距修正螺旋角。

因值改變不多，故參數等不必修正。

（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。

d1=z1 mn /cos =31*2/cos14021’41”=64mm

d 2=z2mn/ cos =93*2/ cos14021’41”=192.010mm

(4)計算齒寬

1*64=64mm

圓整后取B2=65mm,B1=70mm.

四齒輪設計計算結果列表：．表1--4

齒輪

參數齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4

mn(mm) 1 1 2 2

d(mm) 44.781 165.225 192.01

b(mm) 45 50 65 70

z 29 107 31 93

a（mm）圓整 105 128

材料 45Gr 45 45Gr 45

精度等級 IT7

六軸的設計計算

一．中間軸的設計：

1.初選軸的材料為45號鋼。查表15-3可知A0=112，最小直徑為：

由于此軸上要安裝兩個齒輪，且直徑都較大，固按強度準則需加大軸的直徑為0.7%/鍵。則最小直徑d=31.140 由于最小直徑地方是安裝軸承的，而為了使安裝齒輪的地方強度足夠，應適當的加大開鍵槽段的軸徑。固取安裝軸承的地方為35mm，需根據軸承的標準系列選用。

2.軸的結構設計

（1）擬定軸上的裝配方案

圖四

(1) 如上圖，軸上的零件分別為軸承，封油盤，小齒輪，大齒輪，封油盤。

① 徑向尺寸的確定

左端1-2段選用的角接觸球軸承為7307c，軸徑為35mm，2-3段安裝齒輪，為達到強度取42mm（也是軸承的安裝定位尺寸），3-4段為一軸肩為達到齒輪定位齒輪的強度，取52mm，4-5段為了便于加工取同樣直徑段42mm，5-6段安裝軸承同右邊，按標準為35mm。

② 軸向尺寸的確定

由于齒輪2和齒輪一是要嚙合的，且齒輪一的寬度比齒輪二寬5mm，平均分配到兩邊，又由于所有安裝的軸承的內圈必須在同一直線上，所以二軸的1-2段的距離減去軸承的寬度應等于一小齒輪輪轂寬減去2-3段長度加封油盤的寬度。3-4段為一軸肩，距離取12.5mm;4-5d段為齒輪3的寬度-2.5mm=41mm；5-6段的距離等于支撐的距離加封油盤的距離14+12=49mm。軸二的軸向尺寸確定后，軸一的部分尺寸也可以確定了。

③ 軸上零件的周向定位

齒輪2和3用兩個鍵槽固定，根據軸的直徑，查表14-1取標準，鍵槽為，鍵槽寬為12mm長為50mm，32mm。軸承不需考慮。

④ 軸上零件的軸向固定

左端軸承右端用封油盤固定，左端用端蓋固定；齒輪2右端由封油盤固定，左端由軸肩固定；齒輪3左端用軸肩固定，右端用封油盤固定；右端軸承左端用封油盤固定，右端用端蓋固定。

二．高速級軸：

1．經過計算高速級的小齒輪，其x 2.5m；也就是說從鍵槽的頂端到齒根圓直徑的距離小于2.5倍的模數，根據要求將其做成齒輪軸。具體計算如下：

初選軸的材料為40Cr,調質處理。查表15-3可知，A0=112.最小直徑為：

由于安裝帶輪的地方需要開一鍵槽，固最小直徑必須加大0.7%得d=20.447 （1+0.7%）=21.795mm為了和帶輪相配合，取最小處直徑為22mmm。

2.軸的結構設計

（1）擬定軸上的裝配方案

圖三

如上圖，軸上共裝有三個零件，一個帶輪，兩個軸承。

①徑向尺寸的確定

為了滿足帶輪的安裝要求，7-8段右端必須制出一軸肩，所以6-7段的直徑d2-2=28mm，在軸的3-3段需安裝一個軸承，根據計算，該處的軸承圓錐滾子軸承為30306，其內徑為30mm，右端有一當油盤并與一軸肩配合，更具軸承的安裝定位尺寸可知為37mm，所以當油盤右端的軸肩為37mm，3-4段為小齒輪，其寬度為50mm，2-3段五任何零件安裝，，便于加工取37mm，1-2段也需一軸承支撐，因為軸承一般配對使用，也用30306軸承，內徑為35mm。

②軸向尺寸的確定

7-8段為了安裝帶輪，帶輪的寬度是60mm固取60mm，6-7段五嚴格要求初取50mm，5-6段要安裝一軸承寬度為20.75mm，在加上一當油盤，寬度為14mm，總長為34.75mm，2-3段單獨不可確定，必須與另外亮根軸相配合后才能定其長度，5-5段是加工齒輪的寬度為50mm， 1-2段和5-6段情況一樣，尺寸也一樣為30mm。

③軸上零件的周向定位

帶輪出用一鍵槽，根據軸的直徑和長度查表14-1，取標準，鍵槽為c6*6，鍵槽寬為6mm長為100mm。軸承不需考慮。

④軸上零件的軸向固定

7-8-段為一帶輪，左端需用一軸肩固定，6-7段安裝軸承，其右端軸肩固定，但是由于軸承的是用潤滑脂潤滑的，為了防止軸承中的潤滑脂被箱內齒輪嚙合時擠出的油沖刷，稀釋而流失，需在軸承內側設置封油盤。于是軸承便由封油盤固定內圈，由端蓋固定外圈。1-1段和5-6段一樣處理。

三低速級軸的設計

三軸的材料為45號鋼，A0=112，最小直徑為：

其上要開鍵槽，固需加大軸的直徑。d=45.270 （1+0.7%）=49.637mm。

具體尺寸設計計算省略。

四軸的強度校核

通過對以上三根軸的強度進行計算和分析，均達到了強度要求。

具體計算省略。

第七節(jié) 滾動軸承的選擇

一滾動軸承的選擇：

通過以上計算出了三根軸的最小直徑分別為d1min20.447mm=,d2min=31.140mm,d3min=45.270mm.前面計算出了每根軸所受到的力矩分別為T1=57.42N,T2=189.90N,T3=551.78.

由于減速箱使用的是兩級齒輪傳動，總傳動比為35.4，但是外面用了一V帶傳動，分取了3個傳動比，固減速其內部就只有35.4/3=11.8.再將11.8分給兩級齒輪，則每一級的傳動比就減小了許多，因此三根軸所受到了軸向力就不大，但齒輪較大，軸上零件安裝的較多，徑向力就較大，根據軸承的類型和各自的特性，本減速器選用了既可以承受較大徑向力又可承受較大軸向力的角接觸球軸承和圓錐滾子軸承。

一軸選用圓錐滾子軸承30306，二軸選用角接觸球軸承7607c，三軸選用圓錐滾子軸承30311.尺寸如下表：

軸承型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）額定動載荷（KN）額定靜載荷(KN)

d D B D1 D2 ra

GB297-84 30306 30 72 19 40 37 1 55.8 38.5

GB292-80 7307C 35 80 21 44 71 1.5 34.2 26.8

GB297-84 30311 55 120 31.5 70 65 2 145 112

第七節(jié) 鍵的選擇

本減速器共用鍵連接5個，分別是中間軸兩個，低速軸一個，高速機接帶輪處一個，輸出軸接聯軸器一個。

高速軸 C6×6×45 中間軸 A12×8×32頭）A12*8*50 低速軸 A18×11×45 C14*9*70由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓力為，所以上述鍵皆安全。

第九節(jié) 連軸器的選擇

由于彈性聯軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。

二、高速軸用聯軸器的設計計算

由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，

計算轉矩為

所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84）其主要參數如下：

材料HT200

公稱轉矩 1250nm

軸孔直徑48mm ，

軸孔長 112mm，

第八節(jié) 減速器附件的選擇

1.通氣器

由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M12×1.5

2.油面指示器

選用游標尺M16

3.起吊裝置

采用箱蓋吊耳、箱座吊耳

4放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M14×1.5

潤滑與密封

第九節(jié) 齒輪的潤滑

采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。

第十節(jié) 密封方法的選取

選用嵌入式緣式端蓋易于制造安裝，密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為

21*32*3.5 54*71*7 摘自（FZ/T92010-91）

軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

第十一節(jié) 設計小結

由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的

第十二節(jié) 參考目錄

《機械設計》第八版濮良貴高等教育出版社

《機械設計課程設計》王昆高等教育出版社

《機械原理》第七本孫恒高等教育出版社

《機械制造技術基礎》趙雪松華中科技大學出版社

《機械基礎》倪森壽高等教育出版社

《機械制圖》第四版劉朝儒高等教育出版社

《機械設計簡明手冊》楊黎明國防工業(yè)出版社

《AUTOCAD機械制圖習題集》崔洪斌清華大學出版社

二、機械設計課程設計帶式運輸機傳動裝置

機械設計課程設計任務書

題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器

一．總體布置簡圖

1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器

二．工作情況：

載荷平穩(wěn)、單向旋轉

三．原始數據

鼓輪的扭矩T（N·m）：850

鼓輪的直徑D（mm）：350

運輸帶速度V（m/s）：0.7

帶速允許偏差（％）：5

使用年限（年）：5

工作制度（班/日）：2

四．設計內容

1. 電動機的選擇與運動參數計算；

2. 斜齒輪傳動設計計算

3. 軸的設計

4. 滾動軸承的選擇

5. 鍵和連軸器的選擇與校核；

6. 裝配圖、零件圖的繪制

7. 設計計算說明書的編寫

五．設計任務

1．減速器總裝配圖一張

2．齒輪、軸零件圖各一張

3．設計說明書一份

六．設計進度

1、第一階段：總體計算和傳動件參數計算

2、第二階段：軸與軸系零件的設計

3、第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制

4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫

傳動方案的擬定及說明

由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。

本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。

電動機的選擇

1．電動機類型和結構的選擇

因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。

2．電動機容量的選擇

1）工作機所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2）電動機的輸出功率

Pd＝Pw/η

η＝＝0.904

Pd＝3.76kW

3．電動機轉速的選擇

nd＝（i1’·i2’…in’）nw

初選為同步轉速為1000r/min的電動機

4．電動機型號的確定

由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求。

計算傳動裝置的運動和動力參數

傳動裝置的總傳動比及其分配

1．計算總傳動比

由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

三、機械課程設計前言

前言

1.設計目的

機械原理課程是培養(yǎng)學生具有機械理論能力的技術基礎課。

課程設計則是機械設計課程的實踐性教學環(huán)節(jié)，同時也是我學習機械專業(yè)來第一次全面的自主進行機械設計能力的訓練。在這個為期兩周的過程里，我們有過緊張，有過茫然，有過喜悅，感受到了學習的艱辛，也收獲到了學有所獲的喜悅，回顧一下，我覺得進行機械原理課程設計的目的有如下幾點：

（1）通過課程設計實踐，樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械原理課程和其他先修課程的的理論與實際知識去分析和解決機械設計問題的能力。

（2）學習設計機械產品的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律。

（3）通過制定設計方案，合理選擇傳動機構，正確計算零件的工作能力，確定尺寸及掌握機械零件，再進行結構設計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法。

（4）學習進行機械基礎技能的訓練，例如：計算、繪圖、查閱設計資料和手冊等。

我們的課程設計說明書主要分為一下幾個部分：

四、機械設計課程設計帶式輸送機傳動裝置說明書單級圓柱齒輪減速器輸送帶工作拉力為1800N 輸送帶工作

單級圓柱齒輪減速器

哥做這個號多年

看上面看上面

你懂的

以上就是關于機械設計課程設計計算說明書相關問題的回答。希望能幫到你，如有更多相關問題，您也可以聯系我們的客服進行咨詢，客服也會為您講解更多精彩的知識和內容。

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