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1、精选优质文档-倾情为你奉上机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计带式输送机中的传动装置专业年级：机械学 号：60510学生姓名：指导教师：机械工程系完成时间 2019 年 1 月 4 日专心-专注-专业机械设计课程设计任务书学生姓名： 学号： 专业：机械设计制造及其自动化任务起止时间：2018年 12 月 17 日至 2019年 1 月 4 日设计题目：设计带式输送机中的传动装置一、 传动方案如图1所示：1轴图1 带式输送机减速装置方案二、原始数据滚筒直径d /mm800 传送带运行速度v /(m/s) 1.6运输带上牵引力F /N 2100每日工作时数T /h 24传动工作年限 5年单向连
2、续平稳转动，常温空载启动。三、设计任务：1.减速器装配图1张（A0图纸）2.低速轴零件图1张（A3图纸）3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸）4.设计说明书1份在三周内完成并通过答辩参考资料：机械设计 机械设计基础 课程设计指导书 机械设计手册 工程力学 机械制图指导教师签字：年 月 日目录一、电机的选择1.1 选择电机的类型和结构形式：依工作条件的要求，选择三相异步电机：封闭式结构U=380 VY型1.2 电机容量的选择工作机所需的功率PW=Fv /1000= 3.36 kWV带效率h1： 0.96 滚动轴承效率（一对）h2： 0.99 闭式齿轮传动效率（一对）h3: 0.97 联轴器效率h4
3、： 0.99 工作机（滚筒）效率h5(hw)： 0.96 传输总效率h= 0.825 则，电动机所需的输出功率Pd=PW/h= 4.1 kW1.3 电机转速确定卷筒轴的工作转速= 38.2 r/minV带传动比的合理范围为24，两级圆柱齿轮减速器传动比的合理范围为840，则总传动比的合理范围为=16160，故电动机转速的可选范围为：= 611.2 6112 r/min 在此范围的电机的同步转速有：750r/min 1000r/min 1500r/min 3000r/min 依课程设计指导书表18-1：Y系列三相异步电机技术参数（JB/T9616-1999）选择电动机型 号： Y112M-4 额
4、定功率Ped： 4kW 同步转速n： 1500r/min 满载转速nm： 144r/min 二、传动装置的运动和动力参数计算总传动比： 37.7 2.1 分配传动比及计算各轴转速取V带传动的传动比i0= 3 则减速器传动比i=i/i0= 12.57 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 4.2 则低速级传动比 3 2.2 传动装置的运动和动力参数计算0轴（电动机轴） 4.1 kW 1440 r/min 27.2 Nm1轴（高速轴） 4 kW 480 r/min 79.6 Nm2轴（中间轴） 3.84 kW 144.29 r/min 320.87 Nm3轴（低速轴） 3.69 kW 38.5 r/
5、min 924.92 Nm4轴（滚筒轴） 3.62 kW 38.5 r/min 905 Nm以上功率和转矩为各轴的输入值，13轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。各轴运动和动力参数如下表：表2-1 各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/Nm转速n/(r/min)传动比i效率h输入输出输入输出0轴4.1 27.21440 1轴4 3.9679.678.848030.962轴3.843.8320.87317.66114.294.20.963轴3.693.65924.92915.6738.230.964轴3.623.58905895.9538.210.98三、V带传动设计3.1
6、确定计算功率根据已知条件结合教材 机械设计由表 8-8 得到工作情况系数 KA= 1.3 ，故Pca=KAPd= 5.33 kW。3.2 选择普通V带型号已知Pca，nm，结合教材机械设计由图 8-11确定所使用的V带为 型。3.3 确定带轮基准直径并验算带速(1) 结合教材机械设计由表 8-7，8-9 ，初选小带轮直径dd1=90 mm。(2) 验算带速： 6.78 m/s，满足5m/sv120合格。3.6 计算V带根数Z由nm，dd1结合教材 机械设计 查表 8-4得P0= 1.064 kW。由nm，i0， A 型带，查表 8-5 得DP0= 0.17 kW。已知a1查表 8-6 得Ka=
7、 0.95 ，已知Ld查表 8-2 得KL= 0.99 则V带根数 4.6 ，取z= 5 。3.7 计算压轴力 由教材 机械设计表 8-3 ，可知 A型带单位长度质量q= 0.105 kg/m。单根V带的初拉力最小值：= 133.1 N。压轴力的最小值：= 1308.71 N。四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮）4.1 高速级齿轮传动设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20。(2) 参考教材 机械设计表 10-6 ，选用 7 级精度。(3) 材料选择。由教材 机械设计表 10-1 ，选择小齿轮材料为 40Cr（调质），齿面硬度
8、 280 HBS，大齿轮材料为 45钢（调质） ，齿面硬度240 HBS。(4) 选小齿轮齿数Z1= 24 ，大齿轮齿数Z2=i1Z1= 100.8 ，取Z2= 101 。2. 按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中的各参数值试选= 1.3 计算小齿轮传递的转矩 79580 Nmm由教材机械设计表 10-7 选取齿宽系数d= 1 由教材机械设计图 10-20 查得区域系数ZH= 2.5 由教材机械设计表 10-5 查得材料的弹性影响系数ZE= 189.8 MPa1/2由教材机械设计式 10.9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z29.84122.862
9、 1.73所以：0.87计算接触疲劳许用应力。由 机械设计图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为= 600 MPa、= 550 MPa。由教材 机械设计 式（10-15） 计算应力循环次数： 1.041092.48108由教材 机械设计 图 10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.95 、KHN2=1 。取失效概率为 1 %、安全系数S= 1 ，得 570MPa550MPa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即550MPa2）试算小齿轮分度圆直径55.894mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v 1.4m/s齿宽b55.9
10、84mm2）计算实际载荷系数KH由表 10-2 查得使用系数KA= 1 根据v= 1.4 m/s、 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV= 1.05 齿轮的圆周力。2.848103N50.953N/mm100N/mm查表 10-3 得齿间载荷分配系数= 1.2 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数= 1.4205 。由此，得到实际载荷系数1.793）由式 10-12 按实际载荷系数算的分度圆直径 62.183mm及相应的齿轮模数2.951mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式 10-7 试算模数，即1）确定公式中的各参数值试选KFt
11、= 1.3 由式 10-5 计算弯曲疲劳强度用重合度系数0.684计算由图 10-17 查得齿形系数YFa1= 2.65 、YFa2= 2.21 由图 10-18 查得应力修正系数Ysa1= 1.58 、Ysa2= 1.82 380500由图 10-24C 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为与。由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数KFN1= 0.85 ，KFN2= 0.89 取弯曲疲劳安全系数S= 1.4 ，由式 (10-14) 得 303.57MPa 241.57MPa0.01380.0167 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取0.01672）试算模数1.601mm（2）调整齿轮模数1
12、）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v38.424mm0.97m/s 齿宽b38.424mm宽高比b/h 3.602mm 10.672）计算实际载荷系数KF4142N 107.8N/mm100N/mm根据v= 0.97 m/s， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV= 1.01 由，查表 10-3 得= 1.0 由表 10-4 用插值法查得= 1.4205 ，结合b/h= 10.67 查图 10-13 ，得= 1.35 。则载荷系数为 1.363）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 1.625mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的
13、模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算得的模数1.625 mm,并就近圆整为标准值m= 2mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 62.183 mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m= 31.09 。取Z1= 32 ，则大齿轮数Z2=iZ1= 134.4 ，取Z2=135 ，Z1与Z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径64mm270mm（2）计算中心距 167mm（3） 计算齿轮
14、宽度b= 64mm考虑不可避免的安装误差，为了保证实际齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即取b1= 72 mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b= 64 mm。5.强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核根据以上计算结果进行齿面接触疲劳强度校核：按前述类似做法，先计算式 (10-10) 中的各参数。得出结果：KH=1.79, 7.958104 1 64 4.2 2.36189.8 0.86 将它们代入式（10-10），得到: 446.85MPaH齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（2）齿根弯曲疲劳强度校核根据以上计算结果进行齿根弯曲疲劳强度校核
15、： 1.41 79850 2.1 1.84 2.11 1.95 0.67 1 2 32 10-6按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。得出结果：将它们代入式 ，得到 20.92MPaF175,52MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.主要结论齿数Z1= 32 ，Z2= 135 ，模数m= 2 mm，压力角= 20 ，中心距a= 170mm ，齿宽b1= 72mm ，b2= 64mm 。小齿轮选用 40Cr(调质) ，大齿轮选用 40钢(调质) 。齿轮按 7 级精度设计。 4.2 低速级齿轮传动设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
16、(1) 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20。(2) 参考教材 机械设计 表 10-6 ，选用 7 级精度。(3) 材料选择。由教材 机械设计 表 10-1 ，选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，齿面硬度 280 HBS，大齿轮材料为 45钢（调质） ，齿面硬度 240 HBS。(4) 选小齿轮齿数Z1= 24 ，大齿轮齿数Z2=i1Z1= 72 ，取Z2= 73 。3. 按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中的各参数值试选= 1.3 计算小齿轮传递的转矩 N 由教材机械设计表 10-25d 选取齿宽系数d= 1 由教材机械设计图
17、20-20 查得区域系数ZH= 2.5 由教材机械设计表 10-5 查得材料的弹性影响系数ZE= 189.8 MPa1/2由教材机械设计式 10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z 23.894 29.841 1.708所以：0.874计算接触疲劳许用应力。由 机械设计 图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为= 600 MPa、= 550 MPa。由教材 机械设计 式 10-25d 计算应力循环次数： 2.46871088.229107由教材 机械设计图 10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.94 、KHN2= 0.98。取失效概率为 1 %、安全系数S= 1 ，得
18、564MPa 539MPa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即539MPa2）试算小齿轮分度圆直径85，852mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v 0.513m/s齿宽b85.852mm2）计算实际载荷系数KH由表 10-2 查得使用系数KA= 1 根据v= 0.247 m/s、 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV= 1.005 齿轮的圆周力。7182.83N83.665N/mm100N/mm根据v= 0.36 m/s， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV=1.002 由，查表 10-3 得= 1 由表 10-4 用插值法查
19、得= 1.422 ，结合b/h=10.67 查图 10-13 ，得= 1.37 。则载荷系数为1.3733）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数2.562mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算得的模数 2.526 mm,并就近圆整为标准值m= 2.5mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 94.268 mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m= 37.707mm 。取Z1= 38 ，则大齿轮数Z2=iZ
20、1= 114 ，取Z2= 115 ，Z1与Z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径288mm95mm（2）计算中心距192mm（4） 计算齿轮宽度b=95mm考虑不可避免的安装误差，为了保证实际齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即取b1= 102 mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b= 95 mm。5.强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核根据以上计算结果进行齿面接触疲劳强度校核：按前述类似做法，先计算式 10-10 中的各参数。得出结果：KH=1.72,1
21、1 95 3 2.12 189.8 0.91 将它们代入式（10-10），得到: 470.404MPaH齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（2）齿根弯曲疲劳强度校核根据以上计算结果进行齿根弯曲疲劳强度校核： 1.68 2.21 1.95 2.06 1.94 0.67 12.5 38 10-6 按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。得出结果：将它们代入式 ，得到 133MPaF1123MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.主要结论齿数Z1= 38 ，Z2= 115 ，模数m= 2.5 mm，压力角= 20 ，中心
22、距a= 192mm ，齿宽b1= 102mm ，b2= 95 。小齿轮选用 40Cr（调质） ，大齿轮选用 45钢（调质）。齿轮按 7 级精度设计。4.3 传动齿轮的主要参数表4-3 传动齿轮的主要参数高速级低速级齿数 z 3213538115中心距a /mm170192模数 m /mm22.5齿宽b /mm726410295分度圆直径d/mm6627496288齿顶高ha /mm222.52.5齿根高hf /mm2.52.53.1253.125齿高h /mm4.54.55.6255.625齿顶圆直径da /mm72 280101293齿根圆直径df /mm 5926790282五、轴的结构设
23、计计算5.1 高速轴的计算（1轴）根据表 15-1 得，高速轴材料为： 45钢 ，热处理方式： 调质 ，许用弯曲应力-1b= 60 MPa。(1) 初估轴径初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表 15-3 得常数A0= 115 23.32 mm考虑到键槽的作用，轴径增加3%为 24.02 mm，圆整后暂取d1= 25 mm。(2) 轴的径向尺寸设计根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图（结构草图,标注轴段，用充分的文字说明支撑计算结果）：表5-1 高速轴径向尺寸确定轴段直径d /mm确定方法说明d1=25参考初定轴径d2=30d 1+(3-4)C1根据轴肩C1=1.6d3=
24、35轴承内径6208d4=40d 3+(3-4)C2根据轴肩C2=2.0d5=72齿顶圆直径要圆整，用轴肩对齿轮做轴向固定d6=35d 6=d 3同一根轴上的两个轴承型号相同(3) 轴的径向尺寸设计 轴的结构图如下：经验值的计算与选取：轴承端盖至箱外传动件间的距离L= 30 箱座壁厚d= 20 联接螺栓至外箱壁的距离C1= 28 ；至凸缘边距离C2= 26 轴承座宽度L=C1+C2+d+(510)= 52 齿轮至机体内壁的距离D1= 12 大齿轮齿轮端面的距离D2= 12 轴承内侧至箱体内壁的距离D4= 12 （指导书38页图5-12）表5-2 高速轴轴向尺寸确定轴段长度L /mm确定方法说明
25、L1=49 机械原理P161带轮轮毂=L2=65L+e+L+4-B最终由密封圈确定L3=30B+4+3+1等于轴承宽度L4=1104+2+B+3+2.5-2.5由其它尺寸确定L5=72齿宽由其它尺寸确定L6=40B由其它尺寸确定l1=118.22由其它尺寸确定l2=161.26由其它尺寸确定l3=62.56机械原理P161带轮轮毂=5.2 中间轴的计算（2轴）根据表 15-1 得，中间轴材料为： 40Cr ，热处理方式： 调质 ，许用弯曲应力-1b= 70 MPa。(1) 初估轴径初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表15-3得常数A0= 120 38.73 mm(2) 轴的径向尺寸设计根据轴及
26、轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图：轴段直径d /mm确定方法说明d1=40参考初定轴径d2=42d 2=d 1+(1-2)便于安放齿轮d3=50d 3=d 2+(2-3)要圆整 用轴肩对轴做轴向固定d4=42d 4=d 1+(1-2)便于安放齿轮d5=40d 1=d 5同一根轴两个轴承型号相同表5-3 中间轴径向尺寸确定(3) 轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下：经验值的计算与选取：轮毂宽度与轴段长度之差D= 2 （指导书38页图5-10）齿轮至机体内壁的距离D1= 12 大齿轮齿轮端面的距离D2= 12 轴承内侧至箱体内壁的距离D4= 12 （指导书38页图5-12）表5-
27、4中间轴轴向尺寸确定轴段长度L /mm确定方法说明L1=36由其它尺寸确定L2=100由其它尺寸确定L3= 8.5由其它尺寸确定L4=62由其它尺寸确定L5=46由其它尺寸确定l1=68.58由其它尺寸确定l2=92.5由其它尺寸确定l3=55.42由其它尺寸确定5.3 低速轴的计算（3轴）根据表 15-1 得，低速轴材料为： 40Cr ，热处理方式： 调质 ，许用弯曲应力-1b= 60 MPa。(1) 初估轴径初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表 15-3 得常数A0= 120 55.06 mm考虑到键槽的作用，轴径增加3%为 56.71 mm，圆整后暂取d1= 60 mm。(2) 轴的径向
28、尺寸设计根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图：表5-5 低速轴径向尺寸确定轴段直径d /mm确定方法说明d1=60参考初定轴径最终由联轴器内径确定d2=65满足轴向定位便于轴承安装d3=70根据标准轴承查表最终由轴承内径确定d4=74轴承固定要圆整d5=92d 5=d 4+(2-3)Cd对齿轮进行定位d6=74d 6=d4加工确定d7=70d 3=d 7最终由轴承内径确定表5-6 所选用联轴器的主要参数型号公称转矩Tn /Nm许用转速n /mm轴孔直径d /mm轴孔长度L /mm轴孔长度L1 /mmTL91000285060142140DD1D2bA2506065186
29、5(3) 轴的轴向尺寸设计轴的结构图如下:经验值的计算与选取：轴承端盖至箱外传动件间的距离L= 20 箱座壁厚d= 8 联接螺栓至外箱壁的距离C1= 20 ；至凸缘边距离C2= 25 轴承座宽度L=C1+C2+d+(510)= 52 齿轮至机体内壁的距离D1= 12 大齿轮齿轮端面的距离D2= 12 轴承内侧至箱体内壁的距离D4= 12 （指导书38页图5-12）表5-7 低速轴轴向尺寸确定轴段长度L /mm确定方法说明L1= 140由联轴器尺寸确定L2=65由其它尺寸确定L3=37 由其它尺寸确定L4=81由其它尺寸确定L5=8.5由其它尺寸确定L6=93由其它尺寸确定L7=45由其它尺寸确
30、定l1=75.85由其它尺寸确定l2=158.56由其它尺寸确定l3=222.67由其它尺寸确定六、轴的强度校核6.1 高速轴校核轴的受力分析如下图：(1) 齿轮的受力 3184 N； 805 N(2) 水平面内轴承约束力带传动压轴力F= 3184 N，所以：轴承A在水平面内支反力：= F tL3/(L2L3)= 889.96N轴承B在水平面内支反力：= F tL2/(L2L3)= 2294.04N(3) 竖直面内轴承约束力由受力分析可知竖直面内约束力：F rL3F p(L1L2L3)/(L2L3)=-1209.33N(F rL2F pL1)/(L2L3)=1075.69N(4) 弯矩图和扭矩
31、图水平面内弯矩图 竖直面内弯矩图 扭矩图(5) 合成弯矩（考虑最不利的情况下）带轮的压轴力FP在支点产生的反力弯矩图合成弯矩 Nmm （注意单位换算）(6) 按第三强度理论校核 14.7 MPa 满足强度要求。6.2 中间轴校核轴的受力分析如下图：(1) 齿轮的受力大齿轮 2342.12 N； 852.46 N小齿轮 6684.79 N； 2433.07 N(2) 水平面内轴承约束力轴承A在水平面内支反力： Ft1(L2L3)Ft2L3/(L1L2L3)=3311.4N轴承B在水平面内支反力： Ft2(L2L1)Ft1L1/(L1L2L3)=5309.18N(3) 竖直面内轴承约束力轴承A在竖
32、直面内支反力： Fr1(L2L3)Fr2L3/(L1L2L3)=-240.39N轴承B在竖直面内支反力：Fr1L1Fr2(L1L2)/(L1L2L3)=-1540.22N(4) 弯矩图和扭矩图水平面内弯矩图竖直面内弯矩图扭矩图最危险截面的合成弯矩 Nmm （注意单位换算）(5) 按第三强度理论校核 53.58 MPa 满足强度要求。6.3 低速轴校核轴的受力分析如下图： (1) 齿轮的受力 6423.06 N； 2237.8 N(6) 水平面内轴承约束力轴承A在水平面内支反力：(F tL3)/(L2L3)=3351.6N轴承B在水平面内支反力：(F tL2)/(L2L3)=2671.46(7) 竖直面内轴承约束力轴承A在竖直面内支反力：F rL3/( L2L3)=1307.06N轴承B在竖直面内支反力： F rL2 /(L2L3)=930.74N(8) 弯矩图和扭矩图水平面内弯矩图竖直面内弯矩图扭矩图最危险截面的合成弯矩 Nmm （注意单位换算）(9) 按第三强度理论校核 18.5 MPa 满足强度要求。七、校核轴承寿命表7-1 所选用的轴承主要参数轴名称轴承代号d / mmD / mmB /mmCr