北航机械设计课程设计设计计算说明书可编辑修改word版.docx

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北航机械设计课程设计设计计算说明书可编辑修改word版

机械设计课程设计计算说明书

设计题目带式运输机传动装置设计I

****学院（系）****班

设计者sc

指导老师***

2017年5月12日

（北京航空航天大学）

前言

本设计为机械设计基础课程设计的内容，是先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。

本设计说明书是对带式运输机传动装置设计I的说明，该传动装置使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。

通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。

机械零件课程设计任务书

一、题目：

带式运输机传动装置设计

传动装置简图如右图所示。

1．运输机的数据：

运输带工作拉力F=1400（N）运输带工作速度v=1.55（m/s）卷筒直径D=260（mm）2．设计要求：

1）设计用于带式运输机的传动装置

2）两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳，运输带速允许误差为±5%。

3）使用期限为十年，两班制，每年工作300天；检修期间隔为三年。

小批量生产。

二、设计任务

1.选择电动机型号；

2.确定带传动的主要参数及尺寸；

3.设计该减速器；

4.选择联轴器。

三、具体作业

1.减速器装配图一张；

2.零件工作图两张（大齿轮、输出轴）；

3.说明书一份。

主要零部件的设计计算

一、传动方案的确定

项目-内容

设计计算依据和过程

计算结果

优点

（1）带传动具有成本低，维护方便的优点。

（2）带传动有减震和过载保护功能。

采用一级带传动和一级闭式齿轮传动。

缺点

（1）外形尺寸大，传动比不恒定。

（2）效率较低，寿命短，不是在繁重的工作要求和恶劣的工作条件下工作。

二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数

项目-内容

设计计算依据和过程

计算结果

1．电动机的选择

工作机所需功率

P=F⋅v=1400⨯1.55=2.17kW

W10001000

PW=2.17kW

传动装置总效率

=⋅3⋅⋅⋅

a带承闭联卷

=0.96⨯0.993⨯0.97⨯0.99⨯0.96=0.859

a=0.859

实际需要功率Pd

P=PW=2.17=2.527kW

d0.859

Pd=2.527kW

工作机转速nw

n=60⨯1000v

=60⨯1000⨯1.55=113.91r/min3.14⨯260

nw=113.91r/min

电动机转速

由于带传动的传动比i=2~4，齿轮传动传

带

动比i减=2~5，所以电动机的转速范围

458~2292r/min。

常用的电动机转速为

1000r/min和1500r/min

查表得电动机数据，具体可选用Y132M-8,Y132S-6,Y100L2-4三种电动机。

对比三种电动机的数据以及计算出的传动比，选用电动机型号为Y132S-6型，其额定功率为3.0kW，满载转速960r/min。

Y132S-6型电动

机，额定功率

3.0kW，满载转速

960r/min

2．传动比分配

总传动比i总

=nm=960=8.42

总n113.91

i总=8.42

V带传动比i

由i

=i⋅i，取i=3

i带=3

带

总

带减

带

减速器传动比i减

则i

减

=8.42=2.8

i减=2.8

3．各级传动的动力参数计算

各轴转速（nI,nII分

n=n满=960=320r/min

Ii3

带

n=nI=320=113.91r/min

IIi2.8

减

别为小齿轮轴转速和大齿轮轴转

nI=320r/min

nII=113.91r/min

速）

各轴输入功率

PI=Pd⋅带=2.43kW

PII=PI⋅承⋅闭=2.33kW

P卷=PII⋅联⋅承⋅卷=2.28kW

PI=2.43kW

PII=2.33kW

P卷=2.28kW

T=9.55⨯106⨯Pd=25.2Nm

满

TI=Td⋅i带⋅带=72.5Nm

TII=TI⋅i减⋅承⋅闭=195.3Nm

T卷=TII⋅联⋅承⋅卷=191.5Nm

Td=25.2Nm

TI=72.5Nm

各轴输入转矩

TII=193.5Nm

T卷=191.5Nm

轴名

功率P/kW

转矩T/N·m

转速

r/min

传动比i

输入

输出

输入

输出

电机轴

2.53

25.2

960

高速轴

2.43

2.4

72.5

71.8

320

2.8

低速轴

2.33

2.31

195.3

193.3

113.91

卷筒轴

2.28

2.26

191.5

189.6

113.91

三、传动零件的设计、计算

项目-内容

设计计算依据和过程

计算结果

1.V带传动的设计

工作系数KA

查表4-7得

KA=1.2

电动机计算功率Pc

Pc=KA⋅Pd=1.2⨯2.53=3.036kW

Pc=3.036kW

V带型号

由Pc=3.036kW，n满=960r/min，查图，选用A

型普通V带

A型普通V带

查表4-3取d1=100mm，则

大小带轮基准直径

d=n1⋅d⋅（1-）

d1=100mm

d2，d1

=3⨯100⨯（1-0.02）=294mm

d2=300mm

取d2=300mm

验证V带带速

带速v=d1n1=5.024m/s，

60⨯1000

v在5~25m/s之内，合适。

v=5.024m/s

V带基准长度Ld和中心距a

由0.55（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2），初步选取中心距a0=600mm

得带长

L0=1844.67mm

a=678mm

（d-d）2

L0=2a0+（d1+d2）+21

24a0

=3.14（300-100）2

2⨯500+⨯（100+300）+

24⨯600

=1844.67mm

查表4-2，取Ld=2000mm，得实际中心距，

a≈a+Ld-L0

=600+2000-1844.67=678mm2

小带轮包角1的验算

=180︒-d2-d1⨯57.3︒=163︒>120︒合适。

1=163︒

单根普通V带的基本额定功率P0

由n满=960r/min及d1=100mm，查表13-3得，P0=1.14kW

P0=1.14kW

传动比i

i=d2=300

d1（1-）100⨯（1-0.02）

i=3.06

额定功率增量∆P0

查表4-4得，∆P0=0.11kW

∆P0=0.11kW

包角修正系数Kα

由1=163︒，查表13-7得，Kα=0.96

Kα=0.96

带长修正系数KL

由Ld=2000mm，查表13-2得KL=1.03

KL=1.03

V带根数z

z=Pc

（P0+∆P0）⋅Kα⋅KL

=3.036=2.46（1.14+0.11）⨯0.96⨯1.03

圆整，取z=3

根数z=3

单根V带的初拉力F0

带的单位质量：

q=0.1kg/m

F=500Pc（2.5-1）+qv2

0z⋅vK

=500⨯3.036⨯（2.5-1）+0.1⨯5.0242

3⨯5.0240.96

=164.1N

F0=164.1N

传动带在轴上的作用力FQ

F=2zFsin1Q02

=2⨯3⨯164.1⨯sin163︒=973.8N

FQ=973.8N

A型带

小带轮直径

d1/mm

大带轮直径

d2/mm

中心距

a/mm

带长

Ld/mm

100

300

678

2000

带根数

初拉力

F0/N

轴上载荷、

FQ/N

164.1

973.8

3．减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计

（1）选择材料及确定许用应力

选择材料和精度等级

齿轮减速器传递的功率为2.4KW。

可对齿轮选用硬齿面的组合，小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，回火，齿面硬度为56~62HRC。

大齿轮用20Cr渗碳淬火，回火，齿面硬度为

56~62HRC。

同侧齿面精度等级选8级精度

小齿面选用20CrMnTi渗碳淬火，回火

大齿面选用20Cr

渗碳淬火，回火

查表11-1，取

小齿轮接触疲劳极限Hlim1=1500MPa

Hlim1=1500MPa

弯曲疲劳极限

大齿轮接触疲劳极限Hlim2=1500MPa

Hlim2=1500MPa

小齿轮接触疲劳极限FE1=850MPa

FE1=850MPa

大齿轮接触疲劳极限FE2=850MPa

FE2=850MPa

安全系数

SH、SF

由表11-5取SH=1，SF=1.25

SH=1，SF=1.25

许用应力

[H1]=1500Mpa

[H1][H2]

[F1][F2]

[]=[]=Hlim1=1500=1500Mpa

H1H2S1

[F1]=680Mpa

[]=[]=FE1=850=680Mpa

F1F1S1.25

[H2]=1500Mpa

[F2]=680Mpa

（2）按轮齿弯曲强度设计计算

载荷系数K

取K=1.2

K=1.2

齿宽系数

查表11-6，取齿宽系数d=0.8

d=0.8

小齿轮转矩

T=9.55⨯106⨯P=9.55⨯106⨯2.4

1n320

=71.6N⋅m

T1=71.6N⋅m

初定螺旋角

初定=15

=15

大小齿轮齿数z1，z2

取小齿轮齿数z1=20，

则大齿轮齿数z2=z1⨯i=56

z1=20z2=56

当量齿数

z=z1=22.19

v1cos3

z=z2=62.14

v2cos3

zv1=22.19

zv1，zv2

zv2=62.14

齿型系数YFa1，YFa2YSa1，YSa2

查图11-8、11-9取YFa1=2.38，YFa2=2.19YSa1=1.68，YSa2=1.85

YFa1=2.38YFa2=2.19YSa1=1.68

YSa2=1.85

验算大、

=2⨯1.0⨯9.59⨯104⨯1.68⨯2.38=

F195⨯2.52⨯3636.41MPa

≤0.7⨯[F1]=194.69MPa

=⋅YFa2⋅YSa2=36.89MPa

F2F1Y⋅Y

Fa1Sa1

≤0.7⨯[F2]=135.63MPa

因此设计时选用的参数都是合适的且应对小齿轮进行弯曲强度计算

小齿轮的

弯曲强度

法向模数计算

m≥2KT1⋅⎛YFa1YSa1⎫cos2

n32ç⎪

⎝F1⎭

dz1

=2⨯1.2⨯71.6⨯103⋅2.85⨯1.55⨯2

32（cos15）

0.8⨯20476

=1.67mm

取mn=3mm

mn=3mm

确定中心距a

a=mn（z1+z2）=2⨯（20+56）=118.02mm2cos2cos15︒

取a=200mm

a=120mm

确定螺旋

=arccosmn（z1+z2）=3⨯（20+56）=18︒11'42"2a2⨯120

=18︒11'42"

角

分度圆直径

d1，d2

d=mnz1=3⨯20=63.17mm

1coscos18︒11'42"

d=mnz2=3⨯56=176.83mm

2coscos18︒11'42"

d1=63.17mm

d2=178.63mm

齿宽b1，b2

b=d⋅d1=0.8⨯63.17=50.532mm

取b2=55mm

b1=b2+（5~10）=60mm

b1=60mm

b2=55mm

（3）验算齿面接触强度

求齿面接触强度

=3.54ZZKT1u+1=

HEβbd2u

3.54⨯189.8⨯cos18.1949⨯1.2716002.8+1

50⨯63.1722.8

=500.66MPa<1500MPa

H=500.66MPa

（4）齿轮的圆周速度

计算齿轮圆周速度

v=d1n1=3.14⨯63.17⨯320=1.065m/s60⨯100060⨯1000

根据表2-1，取8级精度合理

v=1.065m/s

（5）齿轮其他传动的参数

端面压力角t

t=20︒

齿顶高ha齿根高hf全齿高h顶隙c

齿顶圆直径da齿根圆直径df齿轮结构

ha=mn=3mmhf=1.25mn=3.75mmh=ha+hf=6.75mmc=hf-ha=0.75mm

da1=d1+2ha=69.17mm

da2=d2+2ha=182.83mm

df1=d1－2hf=55.67mmdf2=d2－2hf=169.33mm

ha=3mmhf=3.75mmh=6.75mmc=0.75mm

（6）齿轮传动参数列表

中心距a/mm

模数mn/mm

螺旋角β

端面压力角αt

120

18︒11'40'

20°

齿数

齿宽/mm

分度圆直径/mm

63.17

176.83

齿高/mm

齿顶圆/mm

齿根圆/mm

da1

da2

df1

df2

3.75

69.17

182.83

55.67

169.33

（7）大齿轮结构简图（见零件图）

四、轴的设计与校核

项目-内容

设计计算依据和过程

计算结果

1．I轴的初步设计

材料选取

由45钢应用最为广泛，选用45号钢，调质

处理

45号钢调质

根据许用切应力初估I轴最小直径

d≥C⋅3P1in

I轴：

=110⋅32.4=21.53mm

320

考虑键对于轴的削弱作用，

dI≥（1+3%）⨯21.53=22.6mm

取dI=24mm

C=110

dI=24mm

对I轴其他段直径进行估计

由定位轴肩的尺寸公式d2=d1+c⨯（3~4）

取c=1.6d2=28mm

考虑到轴承为标准件，取d3=30mm

I轴轴承选用6206，d=30mm，B=16mm

d2=28mmd3=30mmd4=32mmd5=40mm

d6=30mm

D=62mm

为装配方便，取d4=32mm

同理由定位轴肩的尺寸公式

d5=d4+c⨯（3~4）

取d5=40mm

同一轴选用同一轴承d6=30mm

确定润滑方式

由轴承转速

v=dn1=3.14⨯24⨯320=0.4m/s60⨯100060⨯1000

选用脂润滑

脂润滑

确定轴的支点

箱座壁厚δδ=8mm箱盖壁厚δ1δ1=8mm

大齿轮顶圆与内壁距离Δ1Δ>1.2δ，取Δ1=10mm

齿轮端面与内壁距离Δ2取Δ2=8mm轴承与箱体内机壁距离Δ3Δ3=10mm地脚螺栓直径df=0.036a+12=16.32mm

取M20螺栓，地脚螺栓个数为4

轴承旁连接螺栓直径d1：

d1=0.75df=12.24mm

选用M16螺栓

M16螺栓的参数：

c1=22mmc2=20mmD=32mm

外箱壁到轴承端面的距离：

l1=c1+c2+（5~8）=20+22+8=50mm

轴的支点L1=b1/2+Δ2+Δ3+B轴承/2=58mm

取带轮带宽B带轮为50mm

L2=B带轮/2+l1+l2+δ-Δ3-B轴承/2=93mm

L1=58mmL2=93mm

2．I轴强度校核

I轴受力：

圆周力F=2TI=2⨯72.5=2295.39N

td63.17⨯10-31

径向力F=Fttann=879.45N

rcos

Ft=2295.39N

Fr=879.45N

Fa=754.68N

轴向力Fa=Fttan=754.68N

I轴受力简图

简化为简支梁

垂直面支撑反力

垂直面弯矩图水平面支撑反力水平面弯矩图

合成弯矩计算

轴受扭矩图

当量弯矩图

F⋅b-F⋅d1

F=2

1VL

879.45⨯58-754.68⨯63.17

133

=234.24N

F2V=Fr-F1V=879.45-234.24

=645.2N

F1V=234.24N

垂直面支撑反力

F2V=645.2N

垂直面弯矩计算

水平面支撑反力水平面弯矩计算

作用在V带上的压力

FQ产生的支撑反力

FQ产生的弯矩截面产生的弯矩

危险截面当量弯矩

轴I收到联轴器给的扭矩

危险截面的当量弯矩

危险截面的校核

MaV=F2V⋅L1=645.21⨯0.058=37.42N⋅m

M'=F⋅L=234.24⨯0.058=13.58N⋅m

aV1V1

F=F=Ft=2295.39=1147.69N

1H2H22

MaH=F1H⋅l=66.57N⋅m

FQ=973.8N

F=FQ⨯L2=973.8⨯93=780.7N

1F2L2⨯58

F2F=FQ+F1H=1754.5N

MQF=FQL2=90.56NmMQF1=F1FL1=45.28Nm

按照最不利的情况

M=M2+M2+M

aaHaVQF1

=121.65N⋅m

T1=72.5N⋅m

M=M2+（T）2

eaa

=121.652+（0.6⨯72.5）2≈129.2N⋅m

由45钢的[-1b]=55MPa，则

d≥3Mea=3129.2⨯10=28.6mm0.1[-1b]0.1⨯55

考虑键槽影响d=d⨯1.05=30.03mm，设计时取32mm，合适。

MaV=34.42N⋅m

M'=13.58N⋅m

F2H=1147.69NF1H=1147.69N

MaH=66.57N⋅m

F1F=780.7NF2F=1754.5N

M'=121.65N⋅m

Mea≈129.2N⋅m

d>30.03

3．II轴的初步设计

材料选取

初估最小直径

选用45号钢，调质处理

d≥A⋅P

IIn

=110⋅2.33=28.08mm

113.9

C=110

dII=30mm

考虑到该轴段上有键槽，需在

dmin基础上取1.05倍，因此

dII≥29.58mm。

取最小处d=30mm

对I轴其他段直径进行估计

由定位轴肩的尺寸公式

d2=d1+c⨯（3~4）

取c=1.6d2=36mm

考虑到轴承为标准件，取d3=40mm

I轴轴承选用6208，d=40mm，B=18mmD=80mm

为装配方便，取d4=42mm

同理由定位轴肩的尺寸公式

d5=d4+c⨯（3~4）

d2=36mmd3=40mmd4=42mmd5=48mmd6=40mm

取d5=48mm

同一轴选用同一轴承d6=40mm

确定轴的支点

轴的支点L1=b大齿轮/2+Δ2+Δ3+B轴承/2=56.5mm

L1=56.5mm

4．II轴强度校核

II轴受力：

圆周力

Ft=2295.39N

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