机械设计计算说明书

实 训（实 习）设 计 报 告

所属院系： 机械工程学院 专 业： 工业工程 课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 班 级： 工业10-1班 学生姓名： 张 芮

学生学号： 20102004204 指导老师 : 孙文磊 完成日期： 2012年7月7日

设计计算说明书

设计题目 ： 带式运输机传动装置。 传动装置简图如右图所示。 （电动机的位置自行确定） 1、带式运输机数据 运输带工作拉力F=1200 N 运输带工作速度v=1.7 m/s 运输带滚筒直径D=270 mm (附：运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率η=0.96) 2、工作条件 连续单项运转,载荷较平稳,空载启动,运输带速允许误差为5% 。 3、使用期限

工作期限为十年，小批量生产，两班制工作。

1—电动机2—V带传动3—斜齿圆柱齿轮减速器4—联轴器5—带式运输机

具体设计内容及步骤：

一、电动机选择和运动、动力参数计算 (一)、确定电动机的功率

1、 工作机的功率

Pw=FV/1000=1200×1.7/1000=2.04 kW 工作机所需电动机功率

Pd= Pw/ŋ

传动装置的总效率为

ŋ=ŋ1ŋ32ŋ3ŋŋ5

4由课程设计中表2-5可确定各部分的效率为：

V带的传动效率ŋ1=0.96，滚动轴承效率（一对）ŋ2=0.99，闭式齿轮传动效率ŋ3=0.97，联轴器效率ŋ=0.99，传动滚筒效率ŋ5=0.96；

4得总效率：

3ŋ=ŋ1ŋ32ŋ3ŋŋ5=0.96×0.99×0.97×0.99×0.96=0.859

4所需电动机的功率为：

Pd=Pw/ŋ=2.04/0.859 kW=2.37kW

因为动载荷比较平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可，由Y系列电动机的技术数据可以确定电动机的额定功率为3 kW。 2、 确定电动机转速

滚筒轴的工作转速为

nw=60×1000×V/(∏×D)

=60×1000×1.7/(∏×270)r/min

=120.25 r/min

由于V带传动的传动比常用范围为2～4，一级圆柱齿轮减速器的传动比≤5，所以总的传动比范围ia≤20。故电动机转速的可选范围为

nd=ianw≤2405 r/min

由课程设计书中的表6-164可知符合参数的电动机型号有Y100L-2﹑Y100L2-4﹑Y132S-6﹑Y132M-8, Y100L-2电动机的总传动比大，传动装置的外廓尺寸大，结构不紧凑，不可取。通过对其它三种型号电动机的转速及其他参数的比较，选取电动机的型号为：Y100L2-4 ,其具体参数为PN=3 kW，n=1420 r/min，TM=2.2 N·m。

（二）、传动装置总传动比的确定和分配

1、 确定总传动比

ia=nm/nw=1420/120.25=11.81

2、 分配传动装置的各级传动比

取V带传动的传动比为

i0=3

则减速器的传动比为

i=ia/i0=11.81/3=3.94

（三）、传动装置的运动，动力参数计算

1、 电动机轴

P= Pd=2.37 kW

0n0= nm=1420 r/min

T0=9550×P/n0=9550×2.37/1420 N·m =15.94 N·m

02、 高速轴

P1=P0ŋ1=2.37×0.96 kW=2.28 kW n1=n0/i0=1420/3 r/min=473.33 r/min

T1=9550×P1/n1=9550×2.28/473.33 N·m=46 N·m

3、 低速轴

P2=P1ŋ2ŋ3=2.28×0.99×0.97 kW=2.19 kW n2=n1/i=473.3/3.94 r/min=120.13 r/min

T2=9550×P2/n2=9550×2.19/120.13 N·m=174.10 N·m

4、 滚筒轴

P3=P2ŋ2ŋ=2.19×0.99×0.99 kW=2.15 kW

4n3= n2=120.13 r/min

T3=9550×P3/n3=9550×2.15/120.13 N·m=170.92 N·m

各轴的输入功率或输出转矩分别等于各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99，运动和动力参数的结果汇总如下表：

轴 电动机轴 高速轴 低速轴 滚筒轴 表1 各轴的运动和动力参数 功率 P/kW 转矩 T/N•m 转速 传动比 输入 输出 输入 输出 2.37 15.94 1420 2.28 2.26 46 45.54 473.33 3 2.19 2.17 174.1 172.36 120.13 3.94 2.15 2.13 170.92 169.21 120.13 效率 0.96 0.96 二、 减速器外部传动零件设计 1、普通V带传动的计算功率

由课本中表13-8可查得带的工作情况系数KA=1.1，故计算功率

Pc=KAP=1.1×3 kW=3.3 kW

2、选择V带型号

根据Pc=3.3 kW，n=1420 r/min，由课本中图13-15知可以选用Z型。

3、求大小带轮的基准直径d1，d2

由课本中表13-9可知d1不小于50 mm，现取d1=80 mm ,则 d2=n1d1(1-)/ n2=1420×80×(1-0.02)/473.33 mm=235.2 mm 由课本中表13-9，可取d2=236 mm（基准误差在允许的0.05的范围之内）。

4、验算带速V

V=∏d1n1/(60×1000)=∏×80×1420/60000 m/s=5.95 m/s V的值在5～25 m/s的范围内，所以该设计合适。

5、求带轮的基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

a0=1.5(d1+d2)=1.5×(80+236)mm=474 mm

取a0=550 mm，符合0.7(d1+d2)＜a＜2(d1+d2)的范围，则带长 L0=2a0+∏(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0

=2×550+∏×(80+236)/2+(236-80)2/(4×550) mm =1607.43 mm

查课本中表13-2，对Z型带选用Ld=1800 mm，则实际中心距

a≈a0+( Ld-L0)/2=550+(1800-1607.43)/2 mm=646 mm

6、验算小带轮的包角α

α=180°-(d2-d1)×57.3°/a =180°-(236-80)×57.3°/646

=166.16°＞120°

所以该设计是合适的。

7、求V带根数z

z =Pc/[(P0+△P0)KKL]

由电动机的转速n=1420 r/min, 小带轮直径d1=80 mm，查课本中表13-3得P0=0.35 kW，传动比

i=d2/d1(1-)=236/80×0.98=3.01

查课本中表13-5可得△P0=0.03 kW，由α=166.16°，查课本中表13-7可得Ká=0.98,查课本中表13-2可得KL=1.18，所以

z =3.3/[(0.35+0.03)×0.98×1.18]=7.5

取V带根数 z = 8根。

8、求作用在带轮轴上的压力FQ

查课本中表13-1得q= 0.06 kg / m，得单根V带的初拉力

F0=500Pc(2.5/K-1)/zv+qv2

=500×3.3×(2.5/0.98-1)/(8×5.95)+0.06×5.952N =55.89N

所以作用在带轮轴上的压力

FQ=2zF0sin=2×8×55.89×sin(166.16/2) N=887.73 N

2三、 减速器内传动零件的设计 1、选择材料及确定许用应力

由课本中表11-1确定大齿轮，小齿轮的材料均为45钢（调质），表面硬度为280HBS，SH=1.3，SF=1.3，则

[H]=[F]=HlimHlim=600 MPa，FE=460 MPa，由表11-5取

/SH=600/1.3 MPa =461.54 MPa

FE/SF=460/1.3 MPa=353.85 MPa

2、按齿面接触强度设计

设齿轮按7级精度制造，由课本中表11-3取载荷系数K=1.2，由课本中11-6取齿宽系数d=0.8，则小齿轮上的转矩

T1=9.55×106×P1/n1

=9.55×106×2.28/473.33 N·m =4.6×104 N·m

由课本中表11-4可取ZE=189.8 Mpa，有

d1≥[2KT1(u+1)/(ud)×(ZEZH/[H])2]1/3

u= i = Z2/ Z1=3.94，对于标准齿轮有ZH=2.5，所以

d1≥[2×1.2×4.6×104×(3.94+1)/(0.8×3.94)×(189.8

×2.5/461.54)2]1/3 mm

得 d1≥56.76 mm 齿宽

b=dd1=0.8×56.76 mm=45.41 mm 取b1=65 mm ，b2=55 mm

齿数取Z1=24，则Z2=24×3.94≈95，所以实际传动比

i=Z2/Z1=3.96 模数

m=d1/Z1=56.96/24 mm=2.37 mm

由课本中表4-1可取m= 2.5 mm，则实际的d有

d1=Z1m=24×2.5 mm=60 mm d2=Z2m=95×2.5 mm=237.5 mm 中心距

a=(d1+d2)/2=(60+237.5)/2 mm=148.75 mm

3、验算齿轮弯曲强度

由课本中图11-8可得 YFa1=2.76，YFa2=2.23 由课本中图11-9可得YSa1=1.59，YSa2=1.79 则弯曲强度

2=2KTYY/(bZm) F1111Fa1Sa1 =2×1.2×4.6×104×2.76×1.59/(55×24×2.52) =58.72≤[F]

F2=F1YFa2YSa2/(YFa1YSa1)

=58.72×2.23×1.79/(2.76×1.59) =53.41≤[F]

所以该设计是安全的。

4、齿轮的圆周速度

v=∏d1n1/(60×1000) =∏×60×473.33/(6×104) m/s =1.49 m/s

由课本中表11-2可知选用7级精度是合适的。

5、确定作用在齿轮上的力

已知低速大齿轮的分度圆直径d2=237.5 mm，输出转矩T2=45.54 N·m，则有

Ft22T2/d2=2×45.54/60 N=1.518 N Fr2Ft2tan 20°=1.518×tan 20°N=0.533 N

已知高速小齿轮的分度圆直径d1=60 mm，输出转矩T1=172.36 N·m，则有

Ft12T1/d1=2×172.36/237.5 N=1.451 N Fr1Ft1tan 20°=1.451×tan 20°N=0.582 N

6、齿轮的具体参数

齿轮 齿数 基圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮宽 模数 压力角 ha c 齿顶高 齿根高 齿距 中心距 小齿轮 24

60 65 242.5 53.75 231.25 65 55 大齿轮 95 237.5 2.5 20 1 0.25 2.5 3.125 7.85 148.75 四、 轴的设计计算 1、两齿轮轴的参数

由上面的表1可知两齿轮轴上的输出参数为：

高速轴上n1=473.33 r/min，P1=2.26 kW，T1=45.54 N·m；

低速轴上n2=120.13 r/min，P2=2.17 kW，T2=172.36 N·m。

2、初步确定轴的最小直径

轴的最小直径有dmin≥C(P/n）1/3

由课本中表14-2和结合所选的材料确定C=112，则

dmin1≥112×(2.26 / 473.33)1/3 mm = 18.86 mm dmin2≥112×(2.17 / 120.13)1/3 mm = 29.39 mm

3、轴上零件的定位

由于齿轮的定位采用圆头普通平键单键连接，并且大齿轮轴上还得通过单键来连接联轴器，小齿轮轴上还得通过单键来连接大带轮，所以对于最小直径有

dmin1≥18.86+18.86×0.07 mm = 20.18 mm dmin2≥29.39 +29.39×0.07 mm =31.45 mm

由课本中表10-9，因为dmin1= 20.18 mm，所以选取b1=6，h1=6，L1=20；因为dmin2=31.45 mm，所以选取b2=10，h2=8，L2=40。

4、联轴器的选择

联轴器的计算转矩

Tca=KAT2

查课本中表17-1，由于转矩变化较小，所以取KA=1.5，则

Tca=1.5×172.36 N·m=258.54 N·m

由n=120.13 r/min，dmin2= 31.45 mm，查课程设计书中表6-102，选用KL5型尼龙滑块联轴器，其公称转矩为280 N·m，联轴器的孔径d=32 mm，轴孔长度L=60 mm。

五、 轴承的选择与计算 1、确定轴承

初步确定轴承为滚动轴承，由于轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由课程设计书中表6-63，并参照其工作参数确定大齿轮轴上选用6010型轴承,小齿轮轴上选用6006型轴承。

2、轴承的计算

根据条件可知轴承的预计寿命为16×360×10 h = 57600 h，对于轴承的当量载荷,由于只承受径向载荷，则有

P=fPXFr

已知n1=473.33 r/min，n2=120.13 r/min，由课本中表16-9可取fP=1.5，由课本中表16-11及其只承受径向载荷可知X=1，由前面计算的作用在齿轮上的力的结果可知作用在轴上的径向载荷Fr有

Fr1=0.553 N Fr2=0.582 N

则有

P1=1.5×1×0.553 N=0.8295 N P2=1.5×1×0.582 N=0.873 N

对于轴承的寿命，由于为深沟球轴承，所以ε=3，有

Lh=106C3/(60nP3) h

查课本中附表1可知C1=22.2，C2=15.8则有

Lh1=106×22.23/(60×473.33×0.82953) h

=674985.5 h

Lh2=106×15.83/(60×120.13×0.8733) h

=822480.9 h

由于Lh1＞57600 h ，Lh2＞57600 h，满足预期寿命，所以该设计合理。

六、 键连接的验算

平键连接的挤压强度条件为

σP=4T/(dhl)≤[P]

确定上式中的参数有T1=45.54 N·m，T2=172.36 N·m，由之前的设计可取小齿轮上的轴的直径d1=25 mm，L1=20，h1=6，b1=6，大齿轮的轴上的直径d2=32 mm，L2=40，h2=8，b2=10，对于l有

l1=L1-b1=20-6=14 l2=L2-b2=40-10=30

则对于σP有

σP1=4T1/(d1h1l1)

=4×45.54×103/(25×6×14)

=86.74 σP2=4T2/(d2h2l2)

=4×172.36×103/(32×8×30) =89.44

由所选的材料极其所受载荷性质可知[P]=100～120，由σP1＜[P]，σP2＜[P]可知σP1，σP2均符合要求，所以该设计合理。

七、 设计总结

本次课程设计，使我学到了很多：通过本次课程设计，使我明白了如何通过具体的步骤来设计一个机械零件，以及在设计的过程中应该注意哪些问题；使我初步懂得怎样结合各门课的知识，进行系统的归纳并联系各知识点，为今后的各种学习、设计做了较好的基础训练；使我对《机械设计基础》这本书中的一些相应知识有了更为深刻的学习和理解；使我对一个机器的整体与局部的联系有了更深刻的认识；使我对CAD制图软件的应用得以熟练；使我对学以致用有了进一步的理解，并且能够真正的做到一定程度上的学以致用；通过本次课程设计，进一步强化了我独自解决问题分析问题的能力，锻炼了我查阅与学习内容有关的相应资料的能力。

但是，通过本次课程设计，也反映出我的很多的不足之处：不易接纳和学习一些新的知识点；对课本中的相应的一些知识掌握不牢固；遇到一些难题时不知道从哪方面入手；对《工程图学》以及一些以前学过的一些书本中的知识的遗忘；不能熟练的运用CAD制图软件；对Word文档的编辑排版存在不足等等。

本次课程设计是在和老师的合作之下完成的：通过老师的初步讲解，使我能够独自完成一些相应的计算和尺寸设计；在不懂的地方，通过与老师的交流，使我能够顺利的解决难题并完成相应的设计任务；在初步完成设计之后，通过老师认真的校准与修改，使我能够递交一份合格的设计任务书。