1、 机械课程设计说明书 一 设计题目： 输送带工作拉力 F=2200N； 输送带工作速度 V=1.8m/s; 滚筒直径 D =45 0m m ； 每日工作时数 T=24h； 传动工作年限 a= 5 ； 二 拟定、分析传动装置的设计方案。 电动机 带传动 减速器 运输带 1电动机；2V 带传动；3单级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒； 6输送带 电动机 减速器 运输带 - 1 - 1电动机；2单级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5输送带； 6滚筒 电动机 链传动 减速器 运输带 1电动机；2单级圆柱齿轮减速器；3-链式传送带；4联轴器； 6滚筒；5输送带 方案一属于带传动，带传动具有传动平稳噪音小，缓冲
2、，吸振和过载保护 等优点，但带传动效率较低，带的寿命短，不能保证准确的传动比，也不 适宜于高温，易燃，易爆的场合 - 2 - 方案二电动机直接安装在减速器上面，若载荷过大时，会烧坏电动机 方案三采用链式传动，链传动瞬时链速和瞬时传动比是变化的，故传动比 不稳定，震动冲击和噪音较大，不适合载荷变化很大和急速反转的传动。 因此，链传动常用于要求两轴中心距较大，平均传动准确，而对瞬时传动 比没有严格要求的场合。 综上所述：采用第一种方案带传动。 三 选择电机，计算传动装置的运动个动力参数 1.选择电动机 （1）.选择电动机类型 按已知的工作要求和条件，选用 Y型全封闭笼型三相异步电机。 （2） 。选
3、择电动机的功率 工作机所需要的电动机输出功率为 Pd=Pw/ P w =F v/（1000 w） 所以 P d=F v/（1000 w ） 由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 w= 1233456 查指导书 P6，表 2.3 1= 0.96 2 = 0.99 3 =0.97 4 =0.97 5 = 0.98 6=0.96 w=0.960.970.990.990.970.980.96=0.83 Pd=22001.5/（10000.83）=4.75kw 卷筒轴工作转速为nw=6010001.8/（3.14450）r/min=76.43r/min 按推荐的合理传动比范围，取 V 带传动
4、的传动比 i1=24,单级齿轮传动比 i2=35，则合理总传动比的范围为 i=（620） ，故电动机转速的可选范围为 nd=（620）76.43 =（4581528）r/min 查指导书附录 8，有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见 下表。 电动机转速/ （r/min） 传动装置的传动比 方案 电动机型 号 额定 功率 (KW) 同步速 度 满载 速度 总传动比 节 齿轮 1 Y160M1-8 4 750 720 9.42 3 3.14 2 Y132M1-6 4 1500 960 12.57 2.8 4.5 3 Y112M1-4 4 750 1440 18.85 3.5 5.
5、385 - 3 - 综合考虑电动机和传动装置的尺、重量记忆带传动和减速器的传动比，比较三 个方案可知：方案 1，电动机转速低，外廓尺寸较大，价格较高，虽然总传动比 不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。方案 3 转速较高，但总传 动比大，传动装置尺寸较大；方案 2 比较适中，比较适合； 。综合各因素，选方 案2比较好。 选定电机的型号为Y132M1-6， 额定功率P=4KW， 满载转速n=960r/min, 总传动比适中，传动装置结构较为紧凑。 四：总传动的计算与分配 参考设计书，可取发动机与 V带间的传动比 i1=2.8 单级圆柱齿轮间的传动比 i2=4.5 五：计算传动装置的运动和
6、动力参数 （1） ，各轴转速 轴：n=nm/i1=960/2.8=343（r/min） 轴：n=n/i2=343/4.5=76.22（r/min） 卷筒轴：nw= n=71.1（r/min） （2） ，各轴输入功率 轴：P=Pd 1=4.750.96=4.56（kw） 轴：P= P 2 3 3=4.560.920.990.99=4.2（kw） 卷筒轴：Pw= P 4 5 6=4.20.970.980.96=3.96（kw） （3） ，各轴输入转矩 计算电动机轴的输出转矩 Td Td=9550Pd/nm=95504.75/960=47.25（N.M） 轴： T=9550P/ n=95504.56
7、/343=127.61（N.M） 轴： T=9550P/ n=95504.2/76.22=527.07（N.M） 卷筒轴：Tw=9550Pw/ nw=95503.96/71.1=495.87（N.M） 运动和动力参数的计算结果列于下表： 轴名 参数 电动机轴 轴 轴 卷筒轴 - 4 - 转速n/（r/min） 输入功率 P/kw 输入转矩T/（N.M） 960 4.75 47.25 343 4.56 119.4 76.22 4.21 527.07 76.22 3.96 495.87 传动比i 效率 2.8 0.96 4.5 0.95 1 0.94 六：传动零件的设计 （一） V带传动的设计 计
8、算项 目 计算过程 结果 1. 设 计 功率Pd 由表 6-5 查得公况系数 KA=1.2 ， 则 Pd=5.5 1.2kw=6.6kw Pd=6.6kw 2. 选 定 带型 由 Pd=6.6kw，n1=960r/min 查图6-10，选B 型V 带 选A型V带 3. 确 定 带轮基 准直径 dd1 ， dd2 参考表6-6表6-7 及图6-10 取dd1=120mm dd2=dd1i1 1=12030.96=332.50mm 由表 6-7 取dd2=355mm dd1=120mm dd2=355mm 4 带速 V V=dd1n1/（601000）=3.14120960/（601000） =6
9、.03（m/s） V=6.03（m/s） 5. 初 定 中心距 a0 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）即 332.5a0950 初定中心距a0=600mm a0=600mm - 5 - 6. 带 的 基准长 度Ld 0 2 1 2 2 1 0 4 ) ( ) ( 2 2 d a d d d d a L d d d d 1968.76mm 查表 6-2，取 Ld=1968.76mm Ld=1968.76mm 7. 实 际 中心距 a aa0+（Ld-Ld ）/2=864mm 864 8. 小 带 轮包角 1 d d 3 . 57 * ) ( 180 a d d 1 2 1 157
10、 1=157 9.单根 V 带额定 功率P1 由dd1=120mm，n1=960r/min 查表6-4可知P1=1.66kw P1=1.66kw 10.额定 功率增 量P1 由表 6-8 得P1=0.3kw P1=0.3kw 11.V 带 根数z L K K P P P Z ) ( 1 1 d 由表6-9查得K=0.93 KL=1.05 则带入数据得 z=2.19 取整 z=2 z=2 12.单根 v 带初拉 力F0 2 d0 0 ) 5 . 2 ( 500 qv zv K P K F （公式1） 查表6-1得q=0.17kg/m 则算F0=357.5N F0=357.5N 13.轴压 力FQ
11、 2 sin 2 1 0 Q ZF F 1401N FQ=1401N （二） 齿轮的设计 - 6 - 计算过程和说明 结果 一选择齿轮材料、热处理、精度等级 因传递功率不大，转速不高，选用软齿面传动，采用按疲 劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核的设计方法。 软齿面传动 1. 表 7-2，选小齿轮：45 钢，调制，硬度 240HB 大齿轮：45 钢，正火，硬度 190HB 小齿轮：45 钢，调制， 硬度 240HB 大齿轮：45 钢，正火， 硬度 190HB 2. 选择精度等级 选 8 级精度 8 级精度 二按齿面疲劳强度设计 2 3 1 ) ( 1 2 H E H d t Z Z u u KT d
12、 1.初选载荷系数 Kt=1.3 Kt=1.3 2.计算小齿轮名义转矩 T1 T 19.5510P1/n1=120000 （N.mm） T1=120000N.mm 3.由表 7-7 选取齿宽系数 d =1 d =1 4.选择齿数 选 Z1=25 则 Z2=254.5=112.5mm 取整Z2=113 之比U 实=Z2/Z1=113/25=4.52 误差分析：U=（4.52-4.5）/4.5=0.44%，在工程允许范围 内 Z1=25 Z2=113 5.查图7-15，节点区域系数ZH=2.5 ZH=2.5 6.表 7-6，查取弹性系数 Mpa Z E 8 . 189 Mpa Z E 8 . 18
13、9 7.许用接触应力 H H= H H S Zn 1 lim （1） 选取接触疲劳极限 Hlim1，由图 7-19 得 Hlim1=570MPa Hlim2=520MPa Hlim1=570MPa Hlim2=520MPa （2） 计算应力循环次数 N1=8.41 8 10 - 7 - N1=603201.0245365=8.41 8 10 N2=N1/4.52=1.86 8 10 N2=1.86 8 10 （3） 查取接触疲劳强度寿命系数，由图 7-21 得 ZN1=1 ZN2=1.14 ZN1=1 ZN2=1.14 （4）选取接触应力最小安全系数 SH=1 SH=1 （5）计算许用接触应力
14、 1 H = a MP S H H 570 Z 1 lim 1 N 2 H = a MP S H H 8 . 592 Z 1 lim 2 N 取 H = 2 H =592.8MPa H =592.8MPa 8 计算小齿轮直径 d1t 由之前的公式 1.可得出 d1t62.5mm d1t=62.5mm 9.确定载荷系数 k K= AV KK a K K （1）查表 7-5，KA=1 KA=1 （2）查取动载系数 KV（图 7-8） 圆周速度 V1=3.1462.5320/（601000）=1.05（m/s） VZ1/100=0.26 则可查得 Kv=0.53 Kv=0.53 （3）查图 7-11
15、 齿向载荷系数 K =1.09 K =1.09 （4） 查图 7-12 齿间载荷分布系数 aK 外啮合直齿： 1=1.88-3.2（1/Z1-1/Z2）=1.72 查图得 =1.2 a K K=10.531.091.2=0.693 K=0.693 10.修正小齿轮分度圆直径 d1= mm 63 . 50 3 1 t t K K d d1=50.63mm 三确定主要几何参数 - 8 - 1. 模数 m=d1/Z1=50.63/25=2.03 由表 4-2，m=2 m=2 2. 分度圆直径 d1=mZ1=225=50mm d 2=m Z2=2113=226mm d1=50mm d2=226mm 3
16、. 中心距 a=m(Z1+Z2)/2=2（25+113）/2 a=138mm 4齿宽 b=150=50mm 则 b2=50mm 可取 b1=60mm b2=50mm b1=60mm 四 弯曲疲劳强度校核 F = YFaYsa m 1 bd 1 KT 2 F 1. 查取齿形系数 YFa（图 7-17） YFa1=2.62 YFa2=2.15 YFa1=2.62 YFa2=2.15 2查取应力修正系数 Ysa（图 7-18） Ysa1=1.59 Ysa2=1.82 Ysa1=1.59 Ysa2=1.82 3.许用弯曲应力 F F = SF 1 YN Flim1 （1） 查取 Flim （图 7-2
17、0） Flim1 =430MPa Flim2 =320MPa Flim1 =430MPa Flim2 =320MPa （2） 查取弯曲疲劳强度系数 YN（图 7-22） YN1=YN2=1 YN1=YN2=1 （3） 选取弯曲最小安全系数 SF=1.4 F 1=4301/1.4=307MPa F 2=3201/1.4=228MPa SF=1.4 F 1=307MPa F 2=228MPa 4.校核弯曲疲劳强度 - 9 - F1=2.621.5920.6931.2100000/（5060 2）=115.5MPa F 1 F2=115.52.151.82/（2.621.59）=108.5MPa F
18、 2 弯曲疲劳强度满足 强度条件通过 1. 小齿轮尺寸设计 根据表 4-3，小齿轮齿顶圆直径 Da=54mm，因此设计为齿轮轴 则小齿轮为最简单的齿轮 齿顶高 ha=2mm 齿根高 hf=（1+0.25）2=2.5mm 齿顶圆直径 da=54mm 齿根圆直径 df=（25-2-20.25）2=45mm 2. 大齿轮尺寸设计 由于大齿轮 da=226mm在200,500之间 故可选腹板式圆柱齿轮，首先需设计出与之联接的轴 （三） 轴的设计 1. 选择轴的材料 查表 10-1.选 45 号钢，正火处理，b=600Mpa 2. 按扭转强度初步计算轴径 查表 10-3 查取 A=120.带入下式 mm
19、 2 . 45 1 . 71 8 . 3 120 d 3 3 n p c 轴此处开有一个键槽，则将轴径增大 5%，即 45.2105%=47.46mm 查标准手册选 d=48mm 3.轴的结构设计 1） 结构草图 确定轴上零件数 4个 确定轴上零件位置 - 10 - 轴承 齿轮 轴承 联轴器 确定轴的形状 阶梯轴 2） 轴上零件的定位方式 齿轴：用轴环和套筒做轴向固定，用平键和过盈配合作周向固定。 左轴承：用轴环和有过盈的过渡配合固定。 右轴承：用套筒和有过盈配合的过渡配合固定。 联轴器：轴肩作轴向固定，周向用平键 按要求绘制结构草图，设计书后附。 3） 确定轴的尺寸 确定轴的各段直径 d1，
20、由于d=47.46，圆整为 d1=48mm d2，查表10-2 得 a=0.07d1 则 d2=d1+0.14d1=1.1448=54.74mm 取 d2=55mm d3，查指导书附录 10 轴承型号为 6212，即 d3=60mm ， B=22mm d4，查表10-2得 a=0.07d3 则 d4=d3+0.14d3=68.4mm 取整 d4=68mm d5，查表10-2得 a=0.07d4 则 d5=d4+0.14d4=77.52mm 取整 d5=78mm 宽度 b=1.4a=6.7mm，取 b=7mm 考虑轴承装拆，将左端轴承轴肩定位高度定位 d6=60mm （2）确定各段长度 根据齿保
21、持一定的间隙，L”=1020mm 取 L”=15mm ，L=5mm 齿轮毂宽 50mm 取间隙为 2mm 则 L1=50-2=48mm 轴颈L2=2+ L”+ L+B=2+15+5+22=44mm 轴身 L3=50 经验参数 联轴器处的长度查附录 9 得 L4=84mm （设计说明书后附联轴器图及尺寸） - 11 - L5= L”+ Lb=15+57=13mm 总跨度 L=B2+L5+b+L1+L2B2=13+7+48+44=112mm 4 按弯扭矩组合校核轴的强度(后附图) 求轴的作用力，绘制轴的空间受力图（a） 从动轮上的转矩 T=9550P/n=95503.8/71.1=510.4N.m
22、 齿轮受的圆周力 Ft2=2000T/d2=2000510.4/226=4517N 齿轮受的径向力 Fr2= Ft2tg20=45170.364=1644N 做垂直平面内的弯矩图（b） ，求支点反力： RAV=RBV= Fr2/2=1644/2=822N D 点最大弯矩： MDV= RAVL/2=8220.112/2=46N.m 作水平面弯矩图（c） ，求支点反力： RAH=RBH= Ft2/2=4517/2=2259N D 点最大弯矩： MDH= RAHL/2=22590.112/2=127N.m 合成弯矩图（d） 最大合成弯矩在 D 处，其值为： m N M M M 1 . 135 127
23、 46 2 2 2 DH 2 DV D作扭矩图（e） 。扭矩T=510.4N.m 作当量弯矩图（f） 最大当量弯矩在 D 点处，因是单向跳动，扭矩可以认为是按脉动循 环变化，故 =0.6，则： m N M M 7 . 334 510.4 6 . 0 1 . 135 T 2 2 2 2 D De ） （ ） （ 确定最大当量弯矩处的轴径，即 D 点处的轴径。 查表 10-1 和表 10-4 查得许用弯曲应力 b 1 =55MPa 带入式 3 b 1 1 . 0 M 1000 De d 】 【 = mm 3 . 39 3 55 1 . 0 7 . 334 1000 考虑此处有一键槽，将直径增大 5
24、%，即 d=39.31.05=41.3mm68mm 而实际 D 点处的直径为 68mm，强度足够。 综合上述，此轴的强度足够。 五 轴承的校核 初选轴承型号为 6212， 机械技术基础P249 计算寿命公式 C=47.8kN - 12 - P f C f P f C f 10 L p r n 16667 p r n 60 6 h 其中 =3 查表11-10， f =0.9 T 查表11-11， f =1.3 P 由之前校核轴强度时，计算了支点反力 则轴承所受的径向载荷为 Fr= R R 2 AH 2 AH = KN 4 . 2 2.259 0.822 2 2 P245，计算当量动载荷公式 P=
25、XFr+YFa 查表 11-8可得： X=1，Y=0 则 P=12.4=2.4kN 代入数据 Fr=5581364h 536524h 故型号为 6212 深沟球轴承符合要求 大齿轮尺寸设计 由于大齿轮 da=230mm在200,500之间 故可选腹板式圆柱齿轮，首先需设计出与之联接的轴 由于轴 II（）的尺寸已经设计出来，可以由表 7-11 计算出大齿轮 的尺寸如下： 由于轴头直径 d4=68mm 则可知 d2=1.6d=1.668=109mm 由于10 12，取 =10mm d0=0.5（da-2 +d2）=0.5（230-20+109）=160mm d1=0.25（da-2 -d2）=0.
26、25（230-20-109）=25mm c=0.3b=0.350=15mm n=0.5m=1 r mm 5 （四）齿轮轴的设计 - 13 - 1. 选择轴的材料 查表 10-1.选 45 号钢，正火处理，b=600Mpa 2.按扭转强度初步计算轴径 查表 10-3 查取 A=120.代入下式 mm 28 320 4 120 d 3 3 n p c 轴此处开有一个键槽，则将轴径增大 5%，即 28105%=29.4mm 查标准手册选 d=30mm 3.轴的结构设计 3） 结构草图 确定轴上零件数 4个 确定轴上零件位置 轴承 齿轮 轴承 联轴器 确定轴的形状 阶梯轴 4） 轴上零件的定位方式 齿
27、轴：用轴环和套筒做轴向固定，用平键和过盈配合作周向固定。 左轴承：用轴环和有过盈的过渡配合固定。 右轴承：用套筒和有过盈配合的过渡配合固定。 联轴器：轴肩作轴向固定，周向用平键 按要求绘制结构草图，设计书后附。 5） 确定轴的尺寸 确定轴的各段直径 d1，由于d=29.4，圆整为 d1=30mm d2，查表10-2 得 a=0.07d1 则 d2=d1+0.14d1=1.1430=34.2mm 取 d2=34mm d3，查指导书附录 10 轴承型号为 6208，即 d3=40mm ， B=18mm d4，查表10-2得 - 14 - a=0.07d3 则 d4=d3+0.14d3=45.6mm
28、 取整 d4=46mm d5，查表10-2得 a=0.07d4 则 d5=d4+0.14d4=52.44mm 取整 d5=52mm 宽度 b=1.4a=4.5mm，取 b=5mm 考虑轴承装拆，将左端轴承轴肩定位高度定位 d6=46mm （2）确定各段长度 根据齿保持一定的间隙，L”=1020mm 取 L”=10mm ，L=5mm 齿轮毂宽 60mm 取间隙为 2mm 则 L1=50-2=48mm 轴颈L2=2+ L”+ L+B=2+10+5+18=35mm 轴身 L3=30 经验参数 联轴器处的长度查附录 9 得 L4=44mm （设计说明书后附联轴器图及尺寸） L5= L”+ Lb=10+
29、55=10mm 总跨度 L=B2+L5+b+L1+L2B2=10+5+48+35=98mm 按弯扭矩组合校核轴的强度(后附图) 求轴的作用力，绘制轴的空间受力图（a） 从动轮上的转矩 T=9550P/n=95504/320=119.3N.m 齿轮受的圆周力 Ft2=2000T/d2=2000119.3/50=4772N 齿轮受的径向力 Fr2= Ft2tg20=47720.364=1737N 做垂直平面内的弯矩图（b） ，求支点反力： RAV=RBV= Fr2/2=1737/2=869N D 点最大弯矩： MDV= RAVL/2=8690.098/2=42.6N.m 作水平面弯矩图（c） ，求
30、支点反力： RAH=RBH= Ft2/2=4772/2=2386N D 点最大弯矩： MDH= RAHL/2=23860.098/2=117N.m 合成弯矩图（d） 最大合成弯矩在 D 处，其值为： m N M M M 125 117 6 . 42 2 2 2 DH 2 DV D- 15 - 作扭矩图（e） 。扭矩T=119.3N.m 作当量弯矩图（f） 最大当量弯矩在 D 点处，因是单向跳动，扭矩可以认为是按脉动循 环变化，故 =0.6，则： m N M M 144 119.3 6 . 0 125 T 2 2 2 2 D De ） （ ） （ 确定最大当量弯矩处的轴径，即 D 点处的轴径。
31、查表 10-1 和表 10-4 查得许用弯曲应力 b 1 =55MPa 带入式 3 b 1 1 . 0 M 1000 De d 】 【 = mm 7 . 29 3 55 1 . 0 144 1000 考虑此处有一键槽，将直径增大 5%，即 d=29.71.05=31.2mm 536524h 故型号为 6207 深沟球轴承符合要求 - 16 - (五)键的设计和校核 1.轴II轴与齿轮联接键 1）查标准，根据轴径以及键工作环境，选择圆头普通平键 初选尺寸为 b=20mm h=12mm L=56mm 2）查表9-3 可知 】 【 p = dhl T 4 p查表 9-6 得 p =100N/ mm
32、2 其中，键的工作长度 l=L-b=56-20=36mm 扭 矩 T = 5 1 0 . 4 N . m 轴直径 d=68mm 】 【 p = 41000510.4/（681236）=69.5100 则，经校核该平键联接的强度足够. 2.轴II轴与联轴器联接键 1）查标准，根据轴径以及键工作环境，选择圆头普通平键 初选尺寸为 b=14mm h=9mm L=65mm 2）查表9-3 可知 】 【 p = dhl T 4 p查表 9-6 得 p =100N/ mm 2 其中，键的工作长度 l=L-b=65-14=51mm 扭 矩 T = 5 1 0 . 4 N . m 轴直径 d=68mm 】 【 p = 41000510.4/（48951）=92.7100 则，经校核该平键联接的强度足够. 3.轴I 与联轴器联接键 1）查标准，根据轴径以及键工作环境，选择圆头普通平键 初选尺寸为 b=8mm h=7mm L=34mm 2）查表9-3 可知 】 【 p = dhl T 4 p查表9-6得 =100N/ p mm 2 其中，键的工作长度 l=L-b=34-8=26mm - 17 - 扭 矩 T = 1 1 9 . 3 N . m 轴直径d=30mm 】 【 p = 41000119.3/（30726）=87.4100 则，经校核该平键联接的强度足够. - 18 -
