设计说明书一、前言1(—)课程设计的目的(参照第1页)机械零件课程设计是学生学习《机械技术》（上、下）课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。

同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤，为今后学习专业技术知识打下必要的基础。

(二)传动方案的分析(参照第10页)机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。

传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低．在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。

本设计采用的是单级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。

说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合(如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成)。

设计说明书1二、传动系统的参数设计已知输送带的有效拉力单向运转。

1)选择合适的电动机；2)计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；3)计算传动装置的运动参数和动力参数。

解：1、选择电动机(1)选择电动机类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。

(2)选择电动机容量工作机所需功率：,其中带式输送机效率ηw=0.94。

电动机输出功率：其中η为电动机至滚筒、主动轴传动装置的总效率，包括V 带传动效率ηg、两对滚动轴承效率ηr2、及联轴器效率ηc，值由表10—1(134页)查得各效率值，代入公式计算出效率及电机输出功率。

使电动机的额定功率Pm＝(1～1.3)Po，由表10—110(223页)查得电动机的额定功率(3)选择电动机的转速根据表3—1确定传动比的范围：取V带传动比i b＝2～4，单级齿轮传动比i g＝3～5，则总传动比的范围：i＝(2X3)～(4X5)＝6～20。

在这个范围内电动机的同步转速有1000r／min和1500r／min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为（223页）2、计算总传动比并分配各级传动比(1)计算总传动比：i=n m／n W=8～14(2)分配各级传动比：为使带传动尺寸不至过大，满足i b<i g，可取i b＝2～3，则齿轮传动比i g＝i／i b(在4左右，取小数点后两位，不随意取整)。

3、计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速：n1=n m/i b n11=n1/i g n w=n11(2)各轴的功率：P1=P m·ηb P11=P1·ηr·ηg P w=P11·ηr·ηc(3)各轴的转矩：T0=9550P m/n m T1=9550P1/n1T11=9550P11/n11T w=9550P w/n wY 系列异步电动机，其额定功率主动轮转速n w =960,从动轮的转速四、齿轮的设计计算已知传递的名义功率P1＝5.28，小齿轮转速n436.36，传动比i g＝4.05连续单算v=10006011⨯n d π=3.08因与初估圆周速度相差较大，故应修正载荷系数及小齿轮直径 由图35-30b 得Kv=1.03, K=1.276， d1=59.5,()2121d d +=α=147.6，取150mm 1cos 1Z d m β==2.48, 取m=2.5 d1=12+u a=60 d2=ud1=240 b= 1dd ψ=取b1=70,b2=603） 结构设计以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

五、轴的设计计算(一)主动轴的设计计算已知传递的功率为P1=5.28，主动轴的转速为n1=384，小齿轮分度圆直径d1=60， 啮合角d=20，轮毂宽度B 小齿轮＝700mm ，工作时为单向转动。

解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表39—1、39—8) 轴名 材料 热处理 硬度 抗拉强度 许用弯曲应力 主动轴 45号钢 调制 217~255 650MPa 60MPa2、画出轴的结构示意图：计算项目 计 算 内 容计算结果1、计算d12、计算d2由教材表39-7得：A=118～106，取A=118(取较大值) d1"311=⋅≥n P A 27.14, 轴上有一个键槽，故轴径增大５％d1=30(二)从动轴的设计计算已知传递的功率为P11=5.08，从动轴的转速为n11=96，大齿轮分度圆直径d2=240啮合角α=20°轮毂宽度B大齿轮＝600mm，工作时为单向转动。

解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表39—1、39—8) 轴名材料热处理硬度抗拉强度ob 许用弯曲应力[o川b从动轴45号钢正火170-217 600MPa 55MPa画出轴的结构示意图计算项目计算内容计算结果1、计算d，2、计算d23、计算d34、计算d45、计算d56、计‘算d6 由教材表39-7得：A=118～106，取A=115 (取较大值)d1"311=⋅≥nPA, 轴上有一个键槽，故轴径增大5％∴d1’=d1”×（1+5%）＝45，为使所选轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。

查184页，相配合的联轴器选 HL4 型弹性柱销联轴器，轴径相应圆整为dl’，半联轴器长l=112。

d2’=d1+2a1=d1十2×(0.07-0.1)×dl=36.48-38.4，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=55。

(191页)d3’=d2+(1～5)mm=41-45，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3=。

所选轴承型号为6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8d4’=d3+(1～5)mm=，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径：一般取0,2,5,8为尾数。

取d4=62d5’=d4+2a4=d4+2×(0.07-0.1)×d4，d5=75(取整)d6=d3=60，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类犁。

d1=45d2=55d3=60d4=62d5=75d6=60计算项目计算内容计算结果1、计算Ll2、计算L23、计算13半联轴器的长度l=112，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第1段的长度应比l略短一些，按138页取L1=82l2=l1+e+m‘=50e=1．2d3，其中d3为螺钉直径，查表5—1(23页)m=L-Δ3-B轴承小=6+C1+C2+(3～8)-Δ3小一B轴承小=20式中6、Cl、C2查表5—1。

l1、Δ3小查表6—8(75页，按凸缘式端盖查l1),若m<e取m=e即可。

L3=B轴承大+Δ2大+Δ3大，Δ2大＝Δ2小＋２大小－BB=54（公式中ＢL1=82L2=50L3=54L4=58计算注意事项：1、主动轴与从动轴的e应相等，2、主、从动轴m+Δ3+B螈应相等(一)主动轴外伸端处键的校核已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1＝131，轴径为d1=30，轴长L1=58 带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击极限偏差为：043.0062.0。

毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深 h=4.9 mm 。

H7对应的极限偏差为0.0304)绘制键槽工作图(二)从动轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T 11=505轴径为d1=45，宽度L1=82。

计算项目 计 算 内 容 计算结果 1)键的类型 及其尺寸 选择 2)验算挤压强度 3)确定键槽尺寸及相应的公差 带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A 型 平键联接。

根据轴径d=45，由表10-33(165页)，查得：键宽 b=12，键高h=8，因轴长L1=82，故取键长L=70 将I=L —b ，k=0.4h 代入公式得挤压应力为 =⋅⋅⨯=d l k T p 10002σ 52.41Mpa 由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应 力[p σ]50—60MPa ，ap<[p σ]，故挤压强度足够。

(以6775r H Φ为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm ，r6对应的极限偏差为：043.0062.0。

毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深h=4.9 mm 。

H7对应的极限偏差为0.030键b ×h 键长L=70=p σ52.41ap<[Op] 强度足够(三)从动轴齿轮处键的校核已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T11=505，轴径为d1=52，宽度L4=58。

齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击计算项目计算内容计算结果1)键的类型及其尺寸选择2)验算挤压强度3)确定键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。

根据轴径d=30，由表10-33(165页)，查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L1=60，故取键长L=45将I=L—b，k=0.4h代入公式得挤压应力为=⋅⋅⨯=dlkTp10002σ 59.17Mpa由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应力[pσ]50—60MPa，ap<[pσ]，故挤压强度足够。

(以6775rHΦ为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的极限偏差为：043.0062.0。

毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深h=4.9 mm。

H7对应的极限偏差为0.030键b×h键长L=45=pσ59.17ap<[Op]强度足够注意：从动轴的许用挤压应力[op]：100—120Mpa。

键的工作图都需要画出。

七、轴承的选择与验算八、联轴器的选择与验算已知联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速nh=96，传递的功率为P11=5.08 计算项目计算内容计算结果1、类犁选择2、计算转矩3、型号选择为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴器，代号为HL。