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1、機械設計計算課程設計 一、題目：設計一帶式輸送機傳動裝置1、工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微的振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸運轉速度允許誤差為5%。帶式輸送機的傳動效率為0.96。二、原始數(shù)據(jù)：題號輸送機的牽引力F/KN輸送帶的速度v/(m/s)輸送帶的滾筒直徑D/mm6A5.40.8420三、傳動簡圖：4、 設計要求及工作量： 根據(jù)設計任務書確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置和動力參數(shù)；傳動零件及軸的設計計算；軸承、連接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的計算及選擇；減速器箱體結構及附件的設計；繪制裝配圖和零件工作圖。 5、 設計的方法

2、和步驟：1、 方案的擬定： V帶傳動承載能力低，傳動相同的轉矩時比其他的機構的尺寸大，因此把電動機放在高速級，執(zhí)行機構放在低速級，以便獲得較為緊湊的結構尺寸，又能發(fā)揮其傳動平穩(wěn)、噪聲小、既有緩沖吸振的作用。2 電動機的選擇：2.1類型和結構型式的選擇：2.1.1工作機所需功率：PW=5.40.8=4.32KW2.1.2 V帶的傳動效率：n1 =0.96 ，滾動軸承的傳動效率（一對） n2 =0.99，閉式齒輪的傳動效率n3=0.97，聯(lián)軸器的效率n4=0.99，傳動滾筒效率n5=0.96。總的傳動效率 n=0.960.994 0.972 0.99 0.96=0.8252.1.3電動機所需功率P

3、d=4.32/0.825=5.23KW2.1.4確定工作機的轉速 nw =6010000.8/420/3.14=36.38r/min2.1.5通常V帶傳動的傳動比范圍為i1=24；二級圓柱齒輪減速器為i2=840，則總傳動比的范圍為i=16160，因此電動機轉速可選范圍為n=（16160）36.38=5825820。根據(jù)上面計算所選的電動機為電動機型號額定功率滿載轉速啟動轉矩最大轉矩Y132S45.5kw1440r2.2kN2.3KN3、 確定各傳動裝置的傳動比3.1總傳動比 ia=nm/nw=1440/36.38=39.58 對于同軸式圓柱齒輪減速器的傳動比可按下列公式 i1=i2=可以取V

4、帶傳動的傳動比 i0=3，則加速器的傳動比 i=ia/i0=39.58/3=13.19,i1=i2=3.63。4、 計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)0軸（電機軸）P0=Pd=5.23KW N0=Nm=1440r/min T0=9550P0/n0=95505.23/1440=34.69NM1軸（高速軸）P1=P0 xn1=5.23x0.96=5.02kw N1=N0/i01=1440/3=480r/min T1=9550P1/N1=95505.02/480=100NM2軸（中間軸）P2=P1xn12=P1xn2xn3=5.02x0.99x0.97=4.82kw N2=N1/i12=480/3.63=

5、132.2r/min T2=9550P2/N2=95504.82/132.2=348.2NM3軸（低速軸）P3=P2xn23=P2xn2xn3=4.82x0.99x0.97=4.63kw N3=N2/i23=132.2/3.63=36.42r/min T3=9550P3/N3=95504.63/36.42=1214NM4軸（滾筒軸）P4=P3xn43=P2xn4xn3=4.63x0.99x0.99=4.54kw N4=N3/i34=36.42/1=36.42r/min T4=9550P4/N4=95504.54/36.42=1190.5NM根據(jù)以上數(shù)據(jù)可以列表如下：軸名功率p/kw轉矩（NM）

6、轉速（r/min）傳動比效率輸入輸出輸入輸出電機軸5.2334.6911403 0.96高速軸5.024.97100994803.630.96中間軸4.824.773483451323.630.96低速軸4.634.581214120236.4210.98滾筒軸4.542.9711901143364.25、 傳動零件的設計 5.1 V帶的設計 1 確定計算功率Pca(由表8-7查的KA=1.2) Pca=KAp=1.2x5.5=6.6kw2 確定V帶的截型，由圖8-10選用A型3 確定帶輪基準直徑（查表8-11和8-8） 取得 dd1=90mm 驗算帶速V為 V=3.14xdd1xN0/60/

7、1000=6.78m/s 因為5m/sV=6.78m/s25m/s 故合格4 計算大帶輪的直徑dd2=idd1=3x90=270mm 查表取得dd2=280mm5 實際傳動比 i=280/90=3.116 傳動比誤差比Ai=（3.11-3）/3x100%=3.7%90）確定V帶的根數(shù)Z=Pca/Pr=Pca/(P0+0)/KL/Ka由表8-4a和表8-4b得P0=1.0641kw 0=0.17kw由表8-5得：ka=0.95 由表8-2得：KL=0.99 因此Z=5.68 在這里取Z=6（即V帶輪去六根）5.4確定初拉力（F0）minF0=Pcax500 x（2.5/ka -1）/VZ+qv2

8、由表8-3得：q=0.1kg/m因此（F0）min=137N5.5計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為（Fp）min=2*Z*（F0）min*sin（a/2）=1614N 5.6 普通v帶輪的結構應滿足的要求： （1）質量小，結構工藝性好、無過大的鑄造內應力。 （2）質量分布均勻，轉速高時要經(jīng)過動平衡。 （3）輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為3.2），以減少帶的磨損。 （4）各輪槽的尺寸和角度應該保持在一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。 5.6.1帶輪的材料（1） 主要采用材料的牌號為HT150和HT200。（2） 轉速較高時采用鑄鋼。（3） 小功率時可以鑄鋁或塑料。根據(jù)以上的計算及V帶輪

9、的材料特點本設計采用鑄鋼。關于V帶輪的選擇，本設計選擇B型帶輪，其帶輪的相關參數(shù)如下表：槽型輪槽數(shù)輪緣寬度B孔徑dB612032（參考文獻 GB 104121989）6 、直齒圓柱齒輪的設計6.1各齒輪齒數(shù)的確定1由表可知輸入功率P1=5.02kw，小齒輪的轉速為480r/min，由傳動比可知，它們的齒數(shù)比為1：3.632輸送帶為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。3材料選擇，選擇小齒輪為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料的硬度差相差40HBS。4可以初步選擇小齒輪的齒數(shù)z1=24，大齒輪的齒數(shù)z2=24*3.63=87.12（圓整

10、取z2=88）由此可以計算出齒數(shù)比i=z2/z1=88/24=3.67根據(jù)上式可以計算出傳動比誤差 =（3.67-3.63）/3.63 *100%=1.1%5% 因此合格6.2按齒面強度設計1 試選載荷系數(shù) Kt=1.32計算小齒輪的傳遞轉矩 T1=9550*105*5.02/480=100*103Nmm3由表10-7選擇齒寬系數(shù)=14由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP1/25由圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸強度極限=550MP6計算應力循環(huán)次數(shù) B1=60*N1*j*Lh=60*480*1*2*8*300*10=1.382*109B2=B1/3.63=3.8*1

11、087 由圖10-19取得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.9，KHN2=0.948 計算接觸疲勞許用應力（取失效概率為1%安全系數(shù)S=1）1= KHN1*/S=0.9*600=540MP2=KHN2*/S=0.95*550=522.5MP6.3計算1 計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值d1t2.32=2.32=64.88mm2 計算圓周速度V V=d1tN1*480/60/1000=1.63m/s3 計算齒寬b b=.d1t=64.88mm4 計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) mt=d1t/z1=64.88/24=2.7mm齒高 h= 2.25mt=2.25*2.7=6.0825mm b/

12、h=64.88/6.0825=10.675 計算載荷系數(shù)根據(jù)V=6.78m/s，7級精度，由圖10-8查的動載荷系數(shù)kv=1.28直齒輪KHa=KFa=1由表10-2查得使用系數(shù)KA=1由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時。KH=1.426 由b/h=10.67，KH=1.426 查圖10-13得KF=1.35; 故載荷系數(shù) K=KA*KV*KHa*KH=1*1.1*1.426=1.56866 按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑 d1=d1t=64.88=69.07mm7計算模數(shù)m m=d/z1=69.07/24=2.886.4 按齒根彎曲強度設計1 由圖10-20C

13、查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MP,大齒輪的彎曲強度極限 =380MP2 由圖10-18取得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85, KFN2=0.88;3 計算彎曲疲勞強度許用應力（取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4）1=KFN1*/S=0.85*500/1.4=303.57MP2=KFN2*KFN2/S=0.88*380/1.4=238.86MP4 計算載荷系數(shù) K=KA*KV* KFa*KF=1*1.28*1*1.35=1.7285 查取齒形系數(shù) 由10-5查得YFa1=2.65 YFa2=2.166 查取應力校正系數(shù) 由表10-5 查得 YSa1=1.58， YSa2=1.817 計算大、

14、小齒輪的YFa* YSa/并加以比較YFa1* YSa1/1=2.65*1.58/303.57=0.013179YFa2* YSa2/2=2.16*1.81/238.86=0.016378設計計算m=2.14可取由彎曲強度得的模數(shù)2.14就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度得的分度圓直徑d1=69.07mm，小齒輪齒數(shù)z1=69.07/2=28大齒輪齒數(shù)Z2=3.63*28=101.64 取整數(shù)z2=1026.5幾何尺寸計算1 計算分度圓 d1=z1*m=28*2.5=70mmd2=z2*m=102*2.5=255mm2 計算中心距 a=（d1+d2）/2=（70+255）/2=162.

15、5mm3 計算齒輪的寬度 b=d1=1*70=70mm其中取得B2=70mm，B1=75mm。在齒輪的設計中不僅要考慮到機構的設計，還要綜合考慮經(jīng)濟性、可加工性能的要求。7 軸的有關設計1 選擇軸的材料為45鋼調制處理2 按扭矩強度條件計算 軸的直徑公式為d得到 d此時A0 應取最大值，且對于直徑大于100mm的軸，有一個鍵槽時直徑上增大7%，對于直徑d100mm的軸，有一個鍵槽時直徑增大5%7%，有兩個鍵時直徑增大增大10%15%,然后圓整，在這里A0應該取112。0主軸（電機軸）的軸徑 查表所得d=28mm1 軸（高速軸）的軸徑 d1=112=112=24.5mm對于一軸來說有兩個鍵槽，因

16、此得 d1=24.5（1+10%）27mm2 軸（中間軸）的軸徑 d2=112=11237由于有兩個鍵槽所以經(jīng)過修正得d2=37（1+10%）40mm3 軸（低速軸）的軸徑d3=112 56.3mm由于有兩個鍵槽所以經(jīng)過修正得到d3=56.3（1+10%）=62mm4 軸（滾筒軸） d4=56mm由于有兩個鍵槽所以經(jīng)過修正得到 d4=56（1+10%）=62mm在軸的設計中要求所設計軸的直徑不能低于軸計算的最小直徑。8 聯(lián)軸器的選擇 1對中、小型減速器來說，輸入軸、輸出軸均可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器制造容易，裝拆方便，而且成本低，能緩沖減振，聯(lián)軸器的型號按計算轉矩并兼顧所連接兩軸的尺寸選

17、定，要求選定的聯(lián)軸器允許的最大轉矩不小于計算轉矩，聯(lián)軸器孔徑應該與被連接兩軸的直徑匹配（即所選的聯(lián)軸器必須與3軸（低速軸）、4軸（滾筒軸）相配）。 1、計算聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KATs （T為公稱轉矩NM，KA為工作情況系數(shù)）根據(jù)表14-1.取KA =1.5Tca=1.51214=1821NM 2、 型號選擇從GB4323-84中查得LT10型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為2000NM,許用轉速為2300r/min，軸徑為6395mm之間 故合用。9、 箱體的相關尺寸設計 鑄鐵減速器箱體結構尺寸設計名稱符號減速器類型及尺寸關系箱座壁厚 10mm箱蓋壁厚 8mm地腳螺栓直徑 df M18地腳螺

18、栓數(shù)目n4箱座凸緣厚度b15箱蓋凸緣厚度b112箱座底凸緣厚b225軸承旁連接螺直徑d112箱蓋與箱座連接螺栓直徑d2M10軸承蓋螺釘直徑d38mm定位銷直徑d8mm箱蓋肋厚m17mm箱座肋厚m8mm10 減速器的潤滑方式的選擇 減速器的潤滑包括齒面副及軸承的潤滑。良好的潤滑方式可以降低傳動件及軸承的摩擦功能、減少磨損、提高傳動效率、降低噪聲、改善散熱、防止生銹。1 齒輪的潤滑方式 齒輪傳動的潤滑大多采用是潤滑油潤滑，潤滑油在嚙合面上會形成油膜，減少摩擦與磨損同時可以起到冷卻的作用。因為傳遞的載荷很大所以，應該選擇粘度較小的潤滑油。為了保證輪齒嚙合面的充分潤滑應該選擇浸油潤滑，其中浸油深度不能

19、小于10mm，最好的浸油深度為齒輪分度圓半徑的1/61/3處。2 軸承的潤滑方式軸承的潤滑方式可以選擇油飛濺潤滑或脂潤滑。根據(jù)本設計圓周速度的特點采用脂潤滑方式。脂潤滑的填充量為軸承空間的1/21/3,其中應該6個月更換一次。為了防止?jié)櫥团c潤滑脂混雜，應該在軸承靠近箱體內壁一側加上擋油板。六 校核1、 鍵的強度校核根據(jù)鍵的強度校核公式為=2103T/kld ，（其中T為傳遞轉矩，k為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h。l為鍵的工作長度，mm，對于圓頭平鍵來說l=L-b，d為軸的直徑。為鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，MP。）1軸兩鍵的校核 其中兩鍵的規(guī)格分別為10836，軸的直徑

20、為30mm 、12850，軸的直徑為40mm。1=2100103/0.5/8/（3610）/30=64MP120MP=2100103/0.5/8/（5010）/30=33MP120MP 故符合強度條件2軸兩鍵的校核 其中兩鍵的規(guī)格分別為14950，軸的直徑為42mm，12856，軸的直徑為48mm。1=2348103/0.5/9/（5014）/48=89.5MP120MP=2348103/0.5/8/（5612）/42=94MP120MP 故符合強度條件3軸兩鍵的校核 其中兩鍵的規(guī)格分別為221460，軸的直徑為80mm，201260，軸的直徑為68mm。1=21214103/0.5/14/（

21、6022）/80=114MP120MP由此可見連接的擠壓強度不夠?？紤]到相差較大，因此改為雙鍵，相隔180布置。其中雙鍵的工作長度l=1.5（60-20）=60mm， =21214103/0.5/14/60/68=100MP120MP 合適2 十.參考資料（包括資料編號、作者、書名、出版單位和出版年月）1 機械設計（第七版）西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社出版2 機械原理（第一版）孫恒 陳作模等 主編 高等教育出版社出版 3 材料力學（第一版）單從輝 主編 高等教育大學出版社出版 4 機械設計課程設計（第二版）陳立新 主編 中國電力出版社出版 5 機械設計課程設計（第二版）王大康 盧松峰 主編 北京工業(yè)大學出版社6 機械設計課程設計 西北工業(yè)大學 李育錫 主編 高等教育出版社