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1、 機械設計課程設計 計算說明書 設計題目帶式運輸機傳動裝置設計I ****學院(系)****班 設計者 sc 指導老師 *** 2017年5月12日 （北京航空航天大學） 前言 本設計為機械設計基礎課程設計的內(nèi)容，是先后學習過畫法幾何、機械原理、機械設計、工程材料、加工工藝學等課程之后的一次綜合的練習和應用。本設計說明書是對帶式運輸機傳動裝置設計I的說明，該傳動裝置使用廣泛，本次設計是使用已知的使用和安裝參數(shù)

2、自行設計機構具體尺寸、選擇材料、校核強度，并最終確定形成圖紙的過程。通過設計，我們回顧了之前關于機械設計的課程，并加深了對很多概念的理解，并對設計的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。  目錄 前言 2 機械零件課程設計任務書 4 一、題目：帶式運輸機傳動裝置設計 4 二、設計任務 4 三、具體作業(yè) 4 主要零部件的設計計算 5 一、傳動方案的確定 5 二、電動機的選擇、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) 5 1．電動機的選擇 5 2．傳動比分配 6 3．各級傳動的動力參數(shù)計算 6 4．將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理并列于下表 7 三、傳動零件的設計、計算 7 1

3、.V帶傳動的設計 7 2．帶的參數(shù)尺寸列表 9 3．減速器齒輪（閉式、斜齒圓柱齒輪）設計 9 四、軸的設計與校核 12 1．I軸的初步設計 12 2．I軸強度校核 13 3．II軸的初步設計 15 4．II軸強度校核 16 五、鍵聯(lián)接的選擇與校核 18 1．I軸外伸端處鍵聯(lián)接 18 2．II軸與大齒輪配合處鍵聯(lián)接 19 3．II軸外伸端處鍵聯(lián)接 19 六、軸承的選擇與校核 19 1、高速軸承 20 2、低速軸承 21 七、聯(lián)軸器的選擇與計算 21 八、潤滑與密封形式，潤滑油牌號說明 22 九、箱體結構相關尺寸 22 十、參考資料 23 

4、 機械零件課程設計任務書 一、題目：帶式運輸機傳動裝置設計 傳動裝置簡圖如右圖所示。 1．運輸機的數(shù)據(jù)： 運輸帶工作拉力F=1400 (N) 運輸帶工作速度v=1.55 (m/s) 卷筒直徑D=260 (mm) 2．設計要求： 1) 設計用于帶式運輸機的傳動裝置 2) 兩班制工作，空載啟動，單向連續(xù)運轉，載荷平穩(wěn)，運輸帶速允許誤差為5%。 3) 使用期限為十年，兩班制，每年工作300天；檢修期間隔為三年。小批量生產(chǎn)。 二、設計任務 1．選擇電動機型號； 2．確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸； 3．設計該減速器； 4．選擇聯(lián)軸器。 三、具體作業(yè) 1．減速器裝配

5、圖一張； 2．零件工作圖兩張（大齒輪、輸出軸）； 3．說明書一份。  主要零部件的設計計算 一、傳動方案的確定 項目-內(nèi)容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 優(yōu)點 （1）帶傳動具有成本低，維護方便的優(yōu)點。 （2）帶傳動有減震和過載保護功能。 采用一級帶傳動和一級閉式齒輪傳動。 缺點 （1）外形尺寸大，傳動比不恒定。 （2）效率較低，壽命短，不是在繁重的工作要求和惡劣的工作條件下工作。 二、電動機的選擇、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) 項目-內(nèi)容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 1．電動機的選擇 工作機所需功率 傳動裝置總效率 實際需要功率

6、 工作機轉速 電動機轉速 由于帶傳動的傳動比，齒輪傳動傳動比，所以電動機的轉速范圍458~2292r/min。常用的電動機轉速為1000r/min和1500r/min 查表得電動機數(shù)據(jù)，具體可選用Y132M-8,Y132S-6,Y100L2-4三種電動機。對比三種電動機的數(shù)據(jù)以及計算出的傳動比，選用電動機型號為Y132S-6型，其額定功率為3.0kW，滿載轉速960r/min。 Y132S-6型電動機，額定功率3.0kW，滿載轉速960r/min 2．傳動比分配 總傳動比 V帶傳動比 由，取 減速器傳動比 則 3．各級傳動的動力參數(shù)計

7、算 各軸轉速（分別為小齒輪軸轉速和大齒輪軸轉速） 各軸輸入功率 各軸輸入轉矩 4．將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理并列于下表 軸名 功率P/kW 轉矩T/Nm 轉速r/min 傳動比i 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 2.53 25.2 960 3 高速軸 2.43 2.4 72.5 71.8 320 2.8 低速軸 2.33 2.31 195.3 193.3 113.91 1 卷筒軸 2.28 2.26 191.5 189.6 113.9

8、1 三、傳動零件的設計、計算 項目-內(nèi)容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 1.V帶傳動的設計 工作系數(shù)KA 查表4-7得 KA=1.2 電動機計算功率Pc V帶型號 由，，查圖，選用A型普通V帶 A型普通V帶 大小帶輪基準直徑d2，d1 查表4-3取d1=100mm，則 取d2=300mm d1=100mm d2=300mm 驗證V帶帶速 帶速， v在5~25m/s之內(nèi)，合適。 v=5.024m/s V帶基準長度Ld和中心距a 由，初步選取中心距a0=600mm 得帶長 查表4-2，取Ld=2000mm， 得實際中心距，

9、 小帶輪包角的驗算 合適。 單根普通V帶的基本額定功率 由n滿=960r/min及d1=100mm， 查表13-3得， 傳動比i i=3.06 額定功率增量 查表4-4得， 包角修正系數(shù) 由，查表13-7得， 帶長修正系數(shù) 由Ld=2000mm，查表13-2得 V帶根數(shù)z 圓整，取z=3 根數(shù) 單根V帶的初拉 力F0 帶的單位質(zhì)量：q=0.1kg/m q=0.1kg/m 傳動帶在軸上的作用力FQ 2．帶的參數(shù)尺寸列表 A型帶 小帶輪直徑d1/mm 大帶輪直徑d2/mm 中心距 a/mm

10、帶長 Ld/mm 100 300 678 2000 帶根數(shù) z 初拉力 F0/N 軸上載荷、FQ/N 3 164.1 973.8 3．減速器齒輪（閉式、斜齒圓柱齒輪）設計 （1）選擇材料及確定許用應力 選擇材料和精度等級 齒輪減速器傳遞的功率為2.4KW。 可對齒輪選用硬齒面的組合，小齒輪用20CrMnTi滲碳淬火，回火，齒面硬度為56~62HRC。 大齒輪用20Cr滲碳淬火，回火，齒面硬度為56~62HRC。 同側齒面精度等級選8級精度 小齒面選用20CrMnTi滲碳淬火，回火 大齒面選用20Cr滲碳淬火，回火 彎曲疲勞極

11、限 查表11-1，取 小齒輪接觸疲勞極限 大齒輪接觸疲勞極限 小齒輪接觸疲勞極限 大齒輪接觸疲勞極限 安全系數(shù) SH、SF 由表11-5取SH=1，SF=1.25 SH=1，SF=1.25 許用應力 （2）按輪齒彎曲強度設計計算 載荷系數(shù)K 取K=1.2 K=1.2 齒寬系數(shù) 查表11-6，取齒寬系數(shù) 小齒輪轉矩 初定螺旋角 初定 大小齒輪齒數(shù)z1，z2 取小齒輪齒數(shù)z1=20， 則大齒輪齒數(shù) z1=20 z2=56 當量齒數(shù) zv1，zv2 齒型系數(shù)

12、 YFa1，YFa2 YSa1，YSa2 查圖11-8、11-9取 YFa1=2.38，YFa2=2.19 YSa1=1.68，YSa2=1.85 YFa1=2.38 YFa2=2.19 YSa1=1.68 YSa2=1.85 驗算大、小齒輪的彎曲強度 因此設計時選用的參數(shù)都是合適的 且應對小齒輪進行彎曲強度計算 法向模數(shù)計算 取mn=3mm mn=3mm 確定中心距 取 確定螺旋角 分度圓直徑 ， 齒寬b1，b2 取b2=55mm （3）驗算齒面接觸強度 求齒面接觸強度

13、 （4）齒輪的圓周速度 計算齒輪圓周速度 根據(jù)表2-1，取8級精度合理 （5）齒輪其他傳動的參數(shù) 端面壓力角 齒頂高ha 齒根高hf 全齒高h 頂隙c 齒頂圓直徑da 齒根圓直徑df 齒輪結構 ha=mn=3mm hf=1.25mn=3.75mm h= ha+ hf=6.75mm c= hf-ha=0.75mm da1 =+2 ha =69.17mm da2=+2 ha =182.83mm df1= d1－2 hf =55.67mm df2= d2－2 hf =169.33mm ha= 3mm hf=3.75mm h= 6.7

14、5mm c= 0.75mm （6）齒輪傳動參數(shù)列表 中心距a/mm 模數(shù)mn/mm 螺旋角β 端面壓力角αt 120 3 20 齒數(shù) 齒寬/mm 分度圓直徑/mm z1 z2 b1 b2 d1 d2 20 56 60 55 63.17 176.83 齒高/mm 齒頂圓/mm 齒根圓/mm ha hf da1 da2 df1 df2 3 3.75 69.17 182.83 55.67 169.33 d （7）大齒輪結構簡圖（見零件圖） 四、軸的設計與校核 項目-內(nèi)容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果

15、 1．I軸的初步設計 材料選取 由45鋼應用最為廣泛，選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理 45號鋼調(diào)質(zhì) 根據(jù)許用切應力初估I軸最小直徑 I軸： 考慮鍵對于軸的削弱作用， 取dI=24mm C=110 dI=24mm 對I軸其他段直徑進行估計 由定位軸肩的尺寸公式 取c=1.6 d2=28mm 考慮到軸承為標準件，取d3=30mm I軸軸承選用6206，d=30mm，B=16mm D=62mm 為裝配方便，取d4=32mm 同理由定位軸肩的尺寸公式 取d5=40mm 同一軸選用同一軸承d6=30mm d2=28mm d3=30mm d4=3

16、2mm d5=40mm d6=30mm 確定潤滑方式 由軸承轉速 選用脂潤滑 脂潤滑 確定軸的支點 箱座壁厚δ δ=8mm 箱蓋壁厚δ1 δ1=8mm 大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離Δ1 Δ>1.2δ，取Δ1=10mm 齒輪端面與內(nèi)壁距離Δ2 取Δ2=8mm 軸承與箱體內(nèi)機壁距離Δ3 Δ3=10mm 地腳螺栓直徑df=0.036a+12=16.32mm 取M20螺栓，地腳螺栓個數(shù)為4 軸承旁連接螺栓直徑d1： d1=0.75df=12.24mm 選用M16螺栓 M16螺栓的參數(shù)： c1=22mm c2=20mm D=32mm

17、 外箱壁到軸承端面的距離： l1=c1+c2+(5~8)=20+22+8=50mm 軸的支點L1=b1/2+Δ2+Δ3+B軸承 /2=58mm 取帶輪帶寬B帶輪為50mm L2=B帶輪/2+l1+l2+δ-Δ3- B軸承 /2=93mm L1 =58mm L2= 93mm 2．I軸強度校核 I軸受力： 圓周力 徑向力 軸向力 I軸受力簡圖 簡化為簡支梁 垂直面支撐反力 垂直面彎矩圖 水平面支撐反力 水平面彎矩圖 合成彎矩計算 軸受扭矩圖 當量彎矩圖

18、 垂直面支撐反力 垂直面彎矩計算 水平面支撐反力 水平面彎矩計算 作用在V帶上的壓力 FQ產(chǎn)生的支撐反力 FQ產(chǎn)生的彎矩 截面產(chǎn)生的彎矩 危險截面當量彎矩 軸I收到聯(lián)軸器給的扭矩 危險截面的當量彎矩 危險截面的校核 按照最不利的情況 由45鋼的，則 考慮鍵槽影響d=d1.05=30.03mm，設計時取32mm，合適。

19、 d>30.03 3．II軸的初步設計 材料選取 初估最小直徑 選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理 考慮到該軸段上有鍵槽，需在dmin基礎上取1.05倍，因此 。 取最小處d=30mm C=110 對I軸其他段直徑進行估計 由定位軸肩的尺寸公式 取c=1.6 d2=36mm 考慮到軸承為標準件，取d3=40mm I軸軸承選用6208，d=40mm，B=18mm D=80mm 為裝配方便，取d4=42mm 同理由定位軸肩的尺寸公式 取d5=48mm 同一軸選用同一軸承d6=40mm

20、 d2=36mm d3=40mm d4=42mm d5=48mm d6=40mm 確定軸的支點 軸的支點L1=b大齒輪/2+Δ2+Δ3+B軸承 /2=56.5mm L1= 56.5mm 4．II軸強度校核 II軸受力： 圓周力 徑向力 軸向力 大齒輪直徑d2=176.8mm II軸簡圖 簡化為簡支梁 垂直面支撐反力 垂直面彎矩圖 水平面支撐反力 水平面彎矩圖 合成彎矩計算 傳遞扭矩圖 當量彎矩圖 垂直面支撐反力 垂直

21、面彎矩計算 水平面支撐反力 水平面彎矩計算 傳遞的扭矩 危險截面當量彎矩 危險截面的校核 由45鋼的，則 鍵槽影響1.0529.8=31.2mm,滿足要求。 五、鍵聯(lián)接的選擇與校核 項目-內(nèi)容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 材料選擇 許用擠壓應力 選用45號鋼，取 45號鋼 1．I軸外伸端處鍵聯(lián)接 鍵的選擇 選用圓頭普通平鍵（GB/T1096-2003） 根據(jù)dI=24mm及外伸端長度，選擇鍵830，其中b=8mm，h=

22、7mm，L=30mm，轂深t2=3.3mm，軸深t1=4mm 鍵830 鍵的校核 鍵選取合適 2．II軸與大齒輪配合處鍵聯(lián)接 鍵的選擇 選用圓頭普通平鍵（GB/T1096-2003） 根據(jù)軸徑d=42mm及臺階長度，選擇鍵1245，其中b=12mm，h=8mm，L=45mm，轂深t2=3.3mm，軸深t1=5mm 鍵1245 鍵的校核 鍵選取合適 3．II軸外伸端處鍵聯(lián)接 鍵的選擇 選用圓頭普通平鍵（GB/T1096-2003） 根據(jù)dII=30mm及外伸端長度，選擇鍵1060，其中b=10mm，h=8mm，L=50mm，轂深t2=3.3mm，軸深t1=5.

23、0mm 鍵1060 鍵的校核 鍵選取合適 六、軸承的選擇與校核 項目-內(nèi)容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 1、高速軸承 軸承主要性能參數(shù) 徑向載荷Fr 最大軸向力 對軸承進行校 核 溫度系數(shù)ft 載荷系數(shù)fP 軸承壽命 軸承6206性能參數(shù) 由查表取e=0.27 ，查表 取X=0.56,Y=1.65 ，查表 取X=1,Y=0 故選用軸承2進行校核 查表溫度系數(shù)ft=1 載荷系數(shù)fP=1.1 由為10年，應每兩年

24、檢修一次 Cr=19.5KN C0r=11.5KN ft=1 fP=1.1 2、低速軸承 軸承主要性能參數(shù) 徑向載荷Fr 軸承受的軸向載荷 對軸承進行校核 溫度系數(shù)ft 載荷系數(shù)fP 軸承壽命 軸承6208性能參數(shù) 由查表取e=0.24 ，查表 取X=0.56,Y=1.85 ，查表 取X=1,Y=0 故選用軸承2進行校核 查表溫度系數(shù)ft=

25、1 載荷系數(shù)fP=1.1 由為10年，不需更換 Cr=29.5KN C0r=18.0KN 七、聯(lián)軸器的選擇與計算 項目-內(nèi)容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 聯(lián)軸器的選擇 II軸外伸端需使用聯(lián)軸器 選用彈性柱銷聯(lián)軸器LX2型(GB/T 5014-2003) 彈性柱銷聯(lián)軸器LX2型 聯(lián)軸器參數(shù) 公稱轉矩Tn（Nm） 許用轉速n (r/min) 軸孔直徑d （mm） 560 6300 30 軸孔長度/mm 外徑D (mm) 軸孔類型

26、 鍵槽類型 L L1 82 60 160 J B 八、潤滑與密封形式，潤滑油牌號說明 項目-內(nèi)容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 潤滑方式 齒輪線速度 齒輪選用脂潤滑，軸承采用油潤滑 齒輪選用脂潤滑，軸承采用油潤滑 潤滑油牌號 選用全損耗系統(tǒng)用油L-AN15 L-AN15 潤滑脂牌號 選用通用鋰基潤滑脂 牌號ZL-1(GB492-89) ZL-1 密封形式 ①機座與機蓋凸緣結合面的密封選用在接合面涂密封膠或水玻璃的方式 ②觀察孔和放油孔等處的密封選用石棉橡膠紙墊片密封 ③軸承端蓋處的密封采用氈圈油封 ④軸承處用擋油環(huán)防止?jié)櫥退?/p>

27、入軸承內(nèi)部 九、箱體結構相關尺寸 項目-內(nèi)容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 箱座壁厚δ δ=8mm δ=8mm 箱蓋壁厚δ1 δ1=8mm δ1=8mm 箱座凸緣厚度b b=1.5δ=12mm b=12mm 箱蓋凸緣厚度b1 b1=1.5δ1=12mm b1=12mm 箱座底凸緣厚度b2 b2=2.5δ=20mm b2=20mm 地腳螺栓直徑df df=0.036a+12=16.32mm 取df=20mm 地腳螺栓數(shù)目n n=4 大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離Δ1 Δ1>1.2δ，取Δ1=10mm Δ1=10mm 齒輪端面與內(nèi)壁距離Δ2

28、Δ2>δ，取Δ2=8mm Δ2=8mm 軸承與箱體內(nèi)機壁距離Δ3 Δ3=12mm Δ3=12mm 軸承旁連接螺栓直徑d1 d1=0.75df=12.24mm 取d1=16mm 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2 d2=(0.5~0.6)df=10~12mm 取d2=12mm 軸承端蓋螺釘直徑d3 d3=(0.4~0.5)df=8~10mm d3I=6mm d3II=8mm 窺視孔蓋螺釘直徑d4 d4=(0.3~0.4)df=6~8mm d4=6mm 定位銷直徑d d=(0.7~0.8)d2=8.4~9.6mm 取d=10mm 外箱壁與軸承座端面距離l1 l1

29、=c1+c2+(5~8)=50mm l1=50mm 箱蓋、箱座肋厚m1、m m1=7mm m=7mm I軸軸承端蓋外徑DI DI=92mm DI=92mm II軸軸承端蓋外徑DII DII=120mm DII=120mm I軸軸承端蓋凸緣厚度t1 t1=7mm t1=7mm II軸軸承端蓋凸緣厚度t2 t2=10mm t2=10mm 十、參考資料 1.機械設計基礎第六版 楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社出版社 2013年1月 2.機械設計綜合課程設計 王之櫟 王大康 主編 機械工業(yè)出版社 2007年8月第2版 23