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1、机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书题号：43一、 传动方案V 带传动原始题目：课程设计题目五：带式运输机传动装置工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限 10 年，小批量生产，两班 制工作，运输带速度允许误差为5。滚筒效率： =0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。jF1电动机 2带传动 3减速器 4联轴器 5滚筒 6传送带原始数据运输带工作拉力(N)题 号41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 1100 1150 1200 1250 1300 1350 1450 1500 1500 1600运输带工作速度(ms1) 1.50 1.60 1.70 1.
2、50 1.55 1.60 1.55 1.65 1.70 1.80卷筒直径(mm) 已知条件：1工作参数250 260 270 240 250 260 250 260 280 300运输带工作拉力 F= 1200N。运输带工作速度 V=1.70 m/s（允许带速误差5%）。滚筒直径 D= 270 mm。滚筒效率 h =0.96j（包括滚筒与轴承的效率损失）。2使用工况两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，空载起动。2 3工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度 35。4动力来源三相交流电，电压 380/220V。5寿命要求使用期限 10 年，其工作期限（使用折旧期）为 10 年，大修期 4 年，中修期
3、 2 年，小修 期半年。6制造条件一般机械厂制造，小批量生产。二、选择电动机（1）确定电动机额定功率、工作功率（输出功率）动力来源：三相交流电，电压 380/220V电动机是标准件，根据要求两班制，灰尘较大，最高温度 35 度，三相交流电，笼型异步， 封闭式结构，电压 380v，Y 型根据P =wFv1000kw，可得电动机额定功率P =W1200 N 1.7m / s1000=2.04kw因为总效率h =hhh2hh=0.970.960.98 0.990.96 =0.85a 1 2 3 4 jh1为闭式齿轮传动效率（0.97);hh23带传动效率（0.96）为滚动轴承效率（0.98）；h 联
4、轴器效率（0.99） 4hj滚筒效率（0.96）电动机工作功率（输出功率）P =dP 2.04kwW = =2.4 kw h 0.85a（2）确定电动机工作转速（输出转速）n =60 1000vpD=60 1000 1.7 m / s p270mm=120.31r / min根据机械设计课程设计指导书第七页的表可知：普通 V 带传动的传动比i 1=2 4，圆柱齿轮传动一级减速器传动比 i = 36 ，则总传动比合理范围为 i =2 a6 24，故电动机转速的可选范围为nd =i an=(6 24) 120.31 =721 2887 r / min根据机械设计课程设计手册173 页表 12-1
5、可知：符合这一范围的同步转速有 750r / min(8级)、1000r / min(6级)和1500r / min(4级)根据额定功率、转速，从表中找出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如 下表所示：额定传动装置传动比质级同步转速满载转速参考型号功率总传 V 带传减速量数 /（r/min） /（r/min）比价/（kw）动比动比器/kgY100L2-4Y132S-6Y132M-83334681500100075014309607101.873.093.5211.8858.3126.23432.52.03.963.323.12386379综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带
6、传动、减速器的传动比，可见第一 方案比较合适。因此选定电动机的型号为 Y100L2-4，其主要性能如下表：额定功满载时型号率转速电流（380V效率功率起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩/（kw）r/ min时）A%因数Y100L2-4 31430 6.82 82.5 0.817 2.2 2.3由机械设计课程设计指导书174 页表 12-2 可知：Y100L2-4 型电动机的安装及外形 尺寸如表 12-3 所示：故将 Y100L2-4 型电动机的主要外形和安装尺寸列于下表：i中心高H外形尺寸 L ( AC / 2 +AD ) HD底脚安装尺寸A B地脚螺栓孔直径K轴伸 尺寸D E装
7、键部位尺寸F GD100380 287.5 245 160 1401228 608 30三、 确定传动装置的总转动比和分配传动比由选定的电动机的满载转速nm和工作机的主动轴转速 n,可得到传动装置的总传动比为：n 1430r / mini =m = =11.885an 120.31r / mini , ii =i i分别为带传动和减速器的传动比，式中a 1 21 2根据机械设计课程设计指导书7 页的表可知：普通 V 带传动的传动比i 1=2 4，圆柱齿轮传动一级减速器传动比 i = 36 ，所以取2ii =3, i = a =3.96 1 21四、 计算传动装置的运动和动力参数 （1）计算下图
8、中各轴的转速：12d轴轴 轴n 1430 r / minn = m = =476.67 r / mini 31n n 1430 r / minn = 1 = m = =120.37 r / min i i i 3 3.962 1 2n =n =120.37 r / min3 2式中i , i1 2分别为带传动和减速器的传动比（2）计算各轴输入功率P =P h=2.4kw 0.96 =2.304kw1 d 2P =P hh=2.304kw 0.97 0.98 =2.19kw 2 1 1 3P =P hh=2.19kw 0.98 0.99 =2.125kw 3 2 3 4式中h,h ,h ,h 1
9、 2 3 4分别为闭式齿轮、带传动、轴承和联轴器的传动效率各轴输出功率Pi=P ih3（在此不再列出计算过程）（3）计算各轴输入转矩电动机轴的输出转矩PT =9550 d =9550 nm2.4 kw1430r / min=16.03 N mT =T i h=16.03N m30.96 =46.17 N m1 d 1 2T =T i hh=46.17N m3.96 0.97 0.98 =173.80 N m 2 1 2 1 3T =T hh=173.80 N m0.98 0.99 =168.62 N m3 2 3 4（4）各轴输出转矩Ti=T ih3，则有：T =T h=46.17 N m0.
10、98 =45.25 N m 1 1 3T 2=T 2h =173.08 N m0.98 =169.62 N m 3T =T h=168.62 N m0.98 =165.25N m 3 3 301 2各轴运动和动力参数计算结果整理于下表转速 n轴功率 P/KW转矩 T/N.m传动比 i效率h(r/min)名输入输出输入输出电机轴2.416.03143030.96轴 2.3042.25846.1745.25476.673.960.95轴2.192.146173.80169.62120.3710.97轴2.1252.08168.62165.25120.37五、 传动零件的设计计算1. 皮带轮传动的设
11、计计算（1） 选择普通 V 带型号由于两班制工作，所以机器的工作时间为 16 小时/天，由课本 109 页表 5-5 可知：载 荷 平 稳 ， Y 系 列 三 相 交 流 异 步 电 动 机 ， 每 天 工 作 16 小 时 ，KA=1 ，P =K P=K P =1.1 2.04kw =2.244 kw c A A W小带轮转速n =1430r / min 1，由课本 109 页图 5.14 可知：取 Z 型 V 带（2） 确定带轮基准直径，并验证带速由 课 本 109页 表 5.6取 小 带 轮 直 径 为D =75mm1， 所 以D =D i =75mm 3 =225mm 2 1 1。由课
12、本 109 页表 5.6 取大带轮直径为D =224mm2（虽然D2有所降低，但其误差在 5%范围内，故允许）验算带速：v =pD n1 1 =60 1000p751430 60 1000=5.61m / s，在5 25m / s范围内，带速合适（3） 确定带长和中心距初选：0.55( D +D ) +h a 2( D +D ) 0.55 (75 +224) +6 a 2 (75 +224) 1 2 0 1 2 0 170.45mm a 598 mm0，取a =400 mm（由课本 106 页表 5.1 可知：V带高 h=6mm） 0p ( D -D ) L =2a + ( D +D ) +
13、2 12 4a02p (224 -75)2 =2 400 + (75 +224) +2 4 400=1283.3mmoooooo2()0-1 +qvKao由课本 106 页表 5.2 选取基准长度L =1250mmd其实际中心距为： a =2L -p(D +D ) +1 22L-p(D +D )1 282-8( D -D ) 2 12=2 1250 -p(75 +224) +21250 -p(75 +224)2-8(224 -75) 82=383.4mm 120故合适（5） 确定 V 带根数 Z大带轮转速n D 1430 75n = 1 1 = =478.8r / min D 2242传动比n
14、 1430i = 1 = =2.99 n 478.82由课本 107 页表 5.3 可知：P =0.33kw0，由 108 页表可知：DP =0.03kw 0由课本 110 页表 5.7，做出包角a 和包角系数1Ka的线性关系图，得出a =157.731o时K =0.944a，由课本 106 页表 5.2 可知：长度系数K =1.11K所以PZ = c P +DP K 0 0aKL=2.244(0.33 +0.03 )0.944 1.11=5.95取Z=6根（6） 求作用在带轮轴上的压力由课本 107 页表 5.3 可知：q =0.06kg / m，由课本 110 页公式 5.20 得到单根
15、V 带的张紧力500 PF = cZv2.5 2=500 2.244 2.5 6 5.61 0.944-1 +0.06 5.612 =56.83N由课本 111 页公式 5.21 得到作用在带轮上的压力F =2 ZF sin Q 0a 157.73 1 =2 6 56.83 sin2 2=669.12 N23 1bo o o(7)带轮结构设计（由于要根据轴的相关尺寸确定，后面会详细介绍，故在此不做设计） 2.齿轮传动的设计计算根据齿轮传动中既要承受径向载荷又要承受轴向载荷的实际工况，故需选用圆柱斜齿轮 传动。（1）选择齿轮材料和精度等级根据课本 132 页表 6.1，初选小齿轮材料为40Cr，
16、大齿轮材料为 45 钢，小齿轮采用硬齿面，进行调质处理，齿面硬度为 229286 HBS ，取 260 HBS ，大齿轮采用软齿面， 进行正火处理，齿面硬度为169 217 HBS ，取190 HBS ，根据课本 140 页表 6.6，初 选精度等级为 7 级。（2）按照齿面接触疲劳强度进行设计计算根据课本 136 页公式 6.6 可知： 确定各参数值Z Z Z 2KT (u+1) d E H 1 s y u HP d确定载荷系数K，K =K K K K A V ab使用系数KA，由课本 133 页表 6.2 可知：K =1A动载系数 K ，由课本 134 页可知： VK =1.1V齿间载荷分
17、配系数Ka，由课本 134 页可知：K =1.2a齿向载荷分布系数 K ，由课本 134 页可知：bK =1.1b所以K =K K K K =11.1 1.2 1.1 =1.452 A V a b确定小齿轮名义转矩T =9.55 106 1P1 =9.55 106 n12.258 =4.52 10 476.674N mmP1n1为主动齿轮传递的功率，等于 I 轴的输出功率为主动齿轮的转速，等于 I 轴的输出转速确定材料弹性影响系数由课本 136 页表 6.3 可知： 确定区域系数Z =189.8 MPaE螺旋角常在b=8 20 之间，所以取 =15 ，由 135 页图 6.12 可知ZH=2.
18、43确定重合度系数根据课本 143 页可知Z =0.75 0.88, e取Z =0.8e确定齿轮的主要参数2403.33( )( )(1 2齿数比=传动比Z u =i = 2 =3.96Z1确定圆柱齿轮的齿宽系数yd根据课本 141 页表 6.8 可知：取y 计算许用应力d=1.1根据课本 138 页图 6.14（b）可知sH lim1=500 MPa ， sH lim2=440 MPa根据课本 137 页公式 6.9 可知sHP=sSH limH limZN根据课本 140 页表 6.5 可知，取最小安全系数SH lim为 1.2根据课本 139 页公式 6.11 和图 6.16 计算寿命系
19、数 N =60 n jL =60 476.67 110 365 16 =1.67 101 1 h9N =60n jL =60 120.37 110 365 16 =4.21 10 2 2 h8查图 6.16 可知ZN 1=1.0, ZN 2=1.1所以可以得到：ssHP1HP 2=sH lim1SH limsH lim2SH limZN 1ZN 2500= 1.0 =416.67 MPa 1.2440= 1.1 =403.33MPa 1.2取sHP1,sHP 2中的最小值，所以则有：sHP=sHPmin=403.33MPa于是有d 13 Z Z Z 2KT E H 1 s yHP d(u+1)
20、 u=3189.8 2.43 0.8 22 1.452 4.52 10 4 (3.96 +1)1.1 3.96=50.03mm确定中心距（以下内容是根据机械设计课程设计指导书32 35 页得到）a d 11 1 +i = 50.03 1 +3.96 =124.07mm 2 2应尽量圆整成尾数为 0 或 5，以利于制造和测量，所以初定 选定模数，齿数a =130mma =mn z +z2cos b)一般z =17 30, 1初选z =251，则z =iz =3.96 25 =99 2 1，代入上式得：noooo12Fa sabd m2a cos bm = =z +z1 22 130 cos15
21、25 +99=2.03mm，由标准取m =2 mmm，则有：z +z =1 22a cos b 2 130 cos15= =125.57m 2m取z +z =1261 2，因为zi = 2 ，所以 z1z =iz , z +z =z +iz =z (1+i) 2 1 1 2 1 1 1 z =1z +z 1261 2 = =25.40 1 +i 1 +3.96，取z =251，则有：z =126 -25 =101 （不按 z =iz 2 2 1计算）齿数比z 101u = 2 = =4.04 z 251，与i =3.96的要求比较，误差为2.02%，可用。于是有b=cos-1m (z+z )
22、2 126 n 1 2 =cos -12a 2 130=14 150.12 ，满足要求由以上步骤可知：齿轮的参数确定为：a =130mm ， m =2 mm ， bn=14150.12，z =25 ， z =101 ， i =4.04 1 2计算齿轮分度圆直径m z 2 25 m z 2 101 d = n 1 = =51.587mm, d = n 2 =cos b cos14 o150.12 cos b cos14 o150.12 确定轮齿宽度b =y d =1.1 51.587 =56.7457 mmd 1=208.413mm根据课本 141 页可知：b 圆整为大齿轮宽度，取（3）按照齿根
23、弯曲疲劳强度进行校核计算b =60 mm ，则 b =65mm 2 1根据课本 143 页公式 6.15 可知：确定各参数的值 确定许用弯曲疲劳强度s =F2KT1 Y Y Y Y se b FP1 n根据课本 137 页公式 6.10 可知：sFP=sYF lim STSF limY (Y =2.0) N ST根据课本 139 页图 6.15（b）可知：sF lim1=270 MPa ,sF lim2=200 MPa根据课本 139 页图 6.17 可知：YN 1=YN 2=1,(因为N 3 10 6 , N 3 10 6 )1 2N 1N 2F 1b d mF 2根据课本 140 页表 6
24、.5 可知：SF lim=1.5所以可以得到：ssFP1FP 2s Y 270 2.0= F lim1 ST Y = 1 =810 MPa S 1.5F lims Y 200 2.0= F lim2 ST Y = 1 =266.67 MPa S 1.5F lim 确定齿形系数YFa和应力校正系数Ysa根据课本 137 页表 6.4 可知：YFa1=2.62, YFa 2=2.18, Ysa1=1.59, Ysa 2=1.79 根据课本 143 页可知：根据课本 137 页可知：Y =0.85 0.92, 取Y =0.88 b bY =0.65 0.85, 取Y =0.67, Y e e1 e2
25、=0.77因此有：2 KTs = 1 Y Y Y YFa1 sa1 e1 b1 1 n=2 1.452 4.52 10 65 51.587 242.62 1.59 0.67 0.88 =48.07 MPa s =810 MPaFP12 KTs = 1b d m2 1 nY Y Y Y Fa 2 sa 2 e2 b=2 1.452 4.52 10 60 51.587 242.18 1.79 0.77 0.88 =56.07 MPa s =266.67 MPaFP1所以，可以判断大小齿轮的齿根弯曲疲劳强度都小于许用值，符合要求，校核完毕。 经综合整理可得下表名称齿数符号z公式与说明 根据工作要求确
26、定bm =m cost n，小齿轮25大齿轮101模数mtmn为标准值2.07中心距am ( z +z ) a = n 1 22cos b130分度圆直径dd =m zt51.587208.413齿顶高齿根高hhafh =ma nh =1.25mf n22.5is6齿全高齿顶圆直径齿根圆直径hdadfh =h +hafd =d +2h ad =d -2h faf55.58746.5874.5212.413203.413减速器机体结构 :总体选取减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端 H 7盖分机体采用 配合。（1）、 机体有足够的刚度：在机体为加肋，外
27、轮廓为长方形，增强了轴承座刚度（2）、 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶 到油池底面的距离 H 为 40mm，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3（3）、 机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=6。机体外型简单，拔模方便.减速器各部位及附属零件的名称和作用（1）、视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能 伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的 表面并用垫
28、片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固（2）、油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油 孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加 封油圈加以密封。（3）、油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进 入油尺座孔而溢出。.（4）、通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔 改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.（5）、盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏 螺纹.（6）、位销：为保证剖分式
29、机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一 圆锥定位销，以提高定位精度.（7）、吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.铸铁减速器机体结构尺寸名称机座壁厚机盖壁厚 机座凸缘厚度符号dd1b减速器型式及尺寸关系/mm8812机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度地脚螺钉直径bbd12f1220141b地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径d114盖、座联接螺栓直径d210联接螺栓 d2的间距l160轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径dd34108定位销直径d 、 d 、 d 到外箱壁距离 f 1 2dC1824，20、16d 、 d 至凸缘边缘距离 f 2C222、1
30、4轴承旁凸台半径 轴承旁凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离R1hl120根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。50大齿轮顶圆与内箱壁距 离齿轮端面与内箱壁距离DD121212机盖、机座肋厚m 、m7、7轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离DtS2联接式：D +(55.5) d ； 嵌入式：1.25D +10；D 为3轴承孔直径。12尽量靠近，以 M d 和 M d 互不干涉为准1 3六、 轴的设计计算 1. 高速轴的设计计算(1)已知的转速、功率和转矩转速n =476.67 r / min ；功率 P =2.304kw 1 1；轴所传递的转矩T =46.17 N m 1(2)
31、轴的材料选择并确定许用弯曲应力由课本 226 页表 11.1 可知：选用 45#钢，进行调质处理，齿面硬度为217 255 HBS，许用弯曲疲劳极限为s-1=275MPa，抗拉强度极限sb=640MPa ，t-1=155MPa；根据课本 233 页表 11.4 可确定轴的许用弯曲应力为：s-1=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径根据课本 232 页公式 11.2 和表 11.3，由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小， 故 C=112。P 2.304d C 3 =112 3 =18.94mmn 476.67由于最小轴段截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 5% = (1 + 0.
32、05) 18.94 = 19.887根据机械设计课程设计手册 97 页表 8-1 可知：标准轴孔直径有 20mm ，故取dmin=20mm(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图1)轴的结构分析（键的选择和配合方式的选择）显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装 V 带轮，选用普通平键，A型，根据机械设计课程设计手册56 页可知：bh=66mm(GB/T 1096-2003)，根据课本77 页Lmax(1.6 1.8)d =(1.6 1.8) 20 =32 36mm，所以综合考虑键的系列长度，取L=28mm；取轴承的定位轴肩直径为 27mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴 承
33、端盖定位，采用过渡配合固定。2）确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离 K=24mm轴承端盖厚度 e=12mm调整垫片厚度t=2mm箱体内壁到轴承端面距 =12mm各轴段直径和长度的确定：d1：用于连接 V 带轮，直径大小为 V 带轮的内孔径，则偶的直径应该增大 5%，故 取 d1=22mm。d2：密封处轴段，左端用于固定 V 带轮轴向定位，根据 V 带轮的轴向定位要求， 轴的直径大小较 d1 增大 5mm，d2=27mmd3 ：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较 d2 尺寸大 1-5mm ，选取 d3=30mm，根据机械设计课程设计手册69 页表选取轴承型号为深沟球轴承 6206d4：齿轮处轴段，比 d3 尺寸大 2-5mm，选取 d4=35mm。d5：轴肩，用于齿轮的轴向定位，故选取 d5=45mm。d6：滚动轴承轴段，要求与 d3 轴段相同，故选取 d6=d3=35