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机械设计

成绩

西南科技大学

SouthwestUniversityOfScienceandTechnology

《机械设计》课程设计说明书

2012～2013学年第2学期

设计题目：

带式运输机传动装置设计-（10）

题目类别：

课程设计

指导教师：

专业班级：

过程装备与控制工程1101

姓名：

学号：

日期：

2013年5月1日

机电工程系制

第一章带式运输机传动装置设计任务书

1.1题目设计带式运输机传动装置

1.1.1设计原始数据

图1-1带式运输机传动系统图

1.1.2工作条件

连续单向运转，工作时轻微振动，使用期10年，小批量生产，两班制工作，运输带允许误差±5%。

1.1.3原始数据

运输机工作转矩T=620N.m

运输带工作速度v=0.9m/s

卷筒直径D=360mm

1.1.4任务书要求

1）按第10组数据进行设计

2）设计工作量：

设计说明书1份；

减速器装配图（A0）1张；

零件图（A2）2张；

第二章带式运输机的设计过程

2.1电动机的选择

2.1.1电动机所需功率计算Pd

传动装置的总传动效率：

＝=0.96X0.983X0.992X0.95×0.97＝0.816；

为V带的效率,为轴承的效率，

为齿轮的效率（齿轮为8级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算），η4为传送带处联轴效率，η5为工作机传动效率。

由《机械设计课程设计》表2-4[1]

2.1.2电动机所需转速计算n

工作机转速：

n=60v/（360×π）

=47.74r/min

图（2-1）电机的力矩与功率

普通V带传动的传动比=2

4《机械设计课程设计》表2-2【2】两级圆柱齿轮减速器传动比i1=8~40

总传动比：

ia=i1×i2=16~160

电机转速范围：

=702.08

7020.8r/min

2.1.3电动机型号及其具体参数

根据容量和转速范围，从手册中查出适用的电机型号。

综合考虑电机和传动装置的尺寸、重量、价格和传动比，选择出较佳型号，并记录下主要性能参数和安装尺寸。

由《机械设计课程设计手册》[3]（第三版）表12-1、表12-3得到

表（2-1）电动机参数

电动机型号

额定功率/kw

满载转速/（r/min）

堵转转矩

最大转矩

重量/kg

额定转矩

Y112M-4

1440

2.2

2.3

Y112M-2

2890

2.2

2.3

由表2-1可知，M-2传动比过大，故选用M-4型的电机。

电机型号：

Y112M-4

额定功率：

4Kw

满载转速：

nm=1440r/min

质量:

m=43kg

图（2-2）电动机安装方式

表（2-2）电动机安装及外形尺寸

机座号

极数

112M

190

140

+0.009

-0.004

112

245

230

190

265

180

400

电机外伸轴直径：

D=28mm

电机外伸轴长度：

E=60mm

2.2传动比分配

2.2.1总传动比i的确定

i=nm/nw=1440/47.74=30.16

2.2.2带式运输机总传动比的分配

根据表《机械设计课程设计》2-2【2】，取V带传动比：

i1=3.17

两级圆柱齿轮减速箱传动比：

if=i/i130.16/3.17=9.514

考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的油深度，根据式2-8【1】，两级齿轮减速器高级传动比i2与低速传动比i3的比值取1.3，即i2=1.3i3，则

i2=3.51

i3=if/i2=9.514/3.51=2.707

n1=1440/3.17=302.839r/min

n2=n1/i2=302.839/3.51=86.278r/min

n3=n2/i3=86.278/2.707=31.873r/min

n4=n3=31.873r/min

误差为η=（47.74-31.873）/47.74=33%>5%

故重新分配传动比：

根据《机械设计课程设计表》[2]2-2选取传动比i=3

两级圆柱齿轮减速箱传动比：

if=i/i1=30.16/3=10.05

考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的油深度，根据式2-8【2】，两级齿轮减速器高级传动比i2与低速传动比i3的比值取1.4，即i2=1.4i3，则

i2=3.75

i3‘=if/i2=10.05/3.75=2.68

n1‘=1440/3=480r/min

n2‘=n1/i2=480/3.75=128r/min

n3‘=n2/i3=128/2.68=47.76r/min

n4‘=n3=47.76r/min≈nw=47.74r/min

转速误差为：

η=（47.76-47.74）/47.74=0.41%＜5%

所以满足设计要求。

验算传动比：

i=3.75x2.68x3=30.15

η=（30.16-30.15）/30.16=0.03%＜5%

满足设计要求

2.3V带的设计

2.3.1确定V带的型号

确定带传动的额定功率：

P=3.798KW,nm=1440r/min，i1=3

由所引用的《机械设计》，教材中的表8-11【1】，查出带的工作工况系数Ka=1.2，则pca=Kap=4.55kw

根据pca，nm由《机械设计》教材中的图8-9【1】可知，选用A型带

2.3.2带轮直径的选取

带轮基准直径：

由《机械设计》教材中的表8-6【1】和8-8【1】取主动轮（小带轮）基准直径dd1=75mm；从动轮（大带轮）基准直径dd2=ixdd1=75x3=225mm；由表8-8【1】选取dd2=224mm。

带传动的实际传动比：

i1=224/75=2.986，与总传动比分配的带传动比误差：

η=（3-2.986）/3=0.44%符合误差在5%范围内。

2.3.3V带的详细参数

带速：

按照《机械设计》教材中的式（8-13）【1】，验算v带的线速度为v=πdd1nm/（60x1000=（3.14x75x1440）/（60x1000）=5.652m/s＜25m/s

所以v带的线速度合适.

2.3.3.1中心距、带长及包角

1.根据0.7（dd1+dd2＜a0＜2（dd1+dd2）,初步确定带传动的中心距a0=500mm

Ld‘=2a0+π/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0

=[2x500+3.14/2（75+224）+（224-75）2/（4x500）]mm

=1470.630mm

2.带的根数：

由《机械设计》教材中的表8-2【1】选带的基准长度ld=1400mm

a=a0+（ld-ld‘）/2=500+（1400-1470.630）mm=535mm

3.验算主动轮上的包角：

α1=180º-（dd2-dd1）/ax57.5=163.98º＞120º

所以主动轮的包角是合适的。

4.计算v带根数z：

由nm=1440r/min，dd1=75mm，i1=3.0，查《机械设计》教材中的表8-4a【1】，由线性关系得：

p0=0.68kw；《查机械设计》教材中的8-4b【1】得：

△p0=0.17kw；

查《机械设计》教材中的表8-5【1】有，kα=0.96；查《机械设计》教材中的表8-2【1】得：

KL=0.96.则

Z=pca/[（p0+△p0）klkα]=5.8

取z=6。

由于实际操作中6根皮带太多，故重新计算选择带轮

的直径。

2.3.3.2重新设计V带

1.带轮基准直径：

由《机械设计》教材中的表8-6【1】和8-8【1】取主动轮（小带轮）基准直径dd1=95mm；从动轮（大带轮）基准直径dd2=ixdd1=95x3=285mm；由表8-8【1】选取dd2=280mm。

带传动的实际传动比：

i1=280/95=2.947，与总传动比分配的带传动比误差：

η=（3-2.947）/3=1.47%符合误差在5%范围内。

带速：

按照《机械设计》教材中的式（8-13）【1】，验算v带的线速度为v=πdd1nm/（60x1000=（3.14x95x1440）/（60x1000）=7.159m/s＜25m/s

所以v带的线速度合适。

2.中心距、带长及包角

根据0.7（dd1+dd2＜a0＜2（dd1+dd2）,初步确定带传动的中心距a0=500mm。

Ld‘=2a0+π/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0

=[2x500+3.14/2（95+280）+（280-195）2]/（4x500）]mm=1592.363mm

3.带的根数：

由《机械设计》教材中的表8-2【1】选带的基准长度ld=1600mm。

a=a0+（ld-ld‘）/2=500+（1600-1592.363）/2mm=507.637mm

6.验算主动轮上的包角：

α1=180º-（dd2-dd1）/ax57.5=159.045º＞120º

所以主动轮的包角是合适的。

4.计算v带根数z：

由nm=1440r/min，dd1=95mm，i1=3.0，查《机械设计》教材中的表8-4a【1】，由线性关系得：

p0=1.2kw；查《机械设计》教材中的8-4b【1】得：

△p0=0.17kw；

查《机械设计》教材中的表8-5【1】有，kα=0.95；查《机械设计》教材中的表8-2【1】得：

KL=0.99.则

Z=pca/[（p0+△p0）klkα]=3.532，取z=4

5.计算带传动的预紧力F0

查《机械设计》教材中式8-27【1】

查《机械设计》教材中的表8-3【1】得单位长度质量q=0.10kg/m

F0=500Pca/vz（2.5/ka-1）+qv2=134.747N

6.计算作用在轴上的载荷

Fp=2ZF0

/2=2×2×364.423×

×146.027/2=1061N

表2-3带传动的主要数据

名称

结果

名称

结果

名称

结果

带型

传动比

根数

带轮基准直径/mm

dd1=95

dd2=280

基准长度/mm

1600

预紧力

134.747N

中心距

507.637mm

压轴力

1061N

图（2-3）轮槽截面图

7.带轮设计

安装带轮轴的直径：

d=D=28mm

小带轮直径：

dd1=95mm≥2.5d

小带轮选用腹板式

大带轮直径：

dd2=280mm≤300mm

大带轮选用腹板式

由《机械设计》（第八版）表8-10【1】：

e=15mmf=9mmbd=11mm

hamin=2.75mmhfmin=8.7φ=38。

带轮轮缘宽度：

B=（4-1）e+2f=63mm

带轮轮毂L=B=63mm

第三章传动装置的运动和动力参数

3.1各轴转速

根据传动装置各轴的安装顺序，对轴依次编号为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴、Ⅳ轴Ⅴ轴。

nⅠ=nm=1440r/min

nⅡ=nm/i2=1440/3=480r/min

nⅢ=nⅡ/i3=480/3.75=128r/min

nⅣ=nⅢ/i4=128/2.68=47.76r/min

3.2各轴输入功率

Pw=3.789KW

PⅡ=Pwη1=3.789×0.96=3.637kw

PⅢ=PⅡη2η3=3.637×0.98×0.99=3.529kw

PⅣ=PⅢη2η3=3.529×0.98×0.99=3.424kw

PⅤ=PⅣη3η4=3.424×0.99×0.97=3.288kw

3.3各轴输入转矩

TⅠ=9550Pw/nm=3.789×9550/1440=25.128N.m

TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=72.360N.m

TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=263.296N.m

TⅣ=9550PⅣ/nⅣ=684.657N.m

TⅤ=9550PⅤ/nⅣ=657.462N.m

3.4各轴动力参数计算结果

3-1传动轴的主要数据

轴名

效率

转矩

转速

传动比

效率

输入

输出

输入

输出

电机轴

3.789

2.2

25.128

1440

3.00

0.960

Ⅰ轴

3.637

3.529

25.128

72.360

480

3.75

0.970

Ⅱ轴

529

3.424

72.360

263.296

128

2.68

0.970

Ⅲ轴

3.424

3.288

263.296

684.657

47.76

1.00

0.950

曲柄转轴

3.288

3.124

684.657

657.462

47.76

第四章齿轮的相关设计

4.1齿轮的运动参数

表4-1齿轮运动参数

齿轮

功率/kw

转矩/N.m

转速/r/min

3.564

70.913

480

3.528

260.663

128

3.493

257.4

128

3.274

684.657

47.76

4.2各级齿轮的设计

4.2.1高速级齿轮的设计

1.选择材料，确定许用应力由《机械设计》（第八版）表10-1【1】：

选用小齿轮材料为40Cr，并进行调制处理，硬度260

280HBS，大齿轮选用材料45钢，进行调制处理，硬度220

240HBS。

2.选择齿数，齿宽系数及精度等级

2.1初取齿数

选择小齿轮齿数：

z1=17，则大齿轮齿数：

z2=z1×i3=17×3.75=63.75，取z2=64，齿数比：

u=z2/z1=64/17=3.765

2.2选择齿宽系数及精度等级由《机械设计》表10-8【1】：

选用8级精度的齿轮

由《机械设计》表10-7【1】：

齿宽系数：

φd=1.0

2.3确定载荷系数

由《机械设计》表10-6【1】:

材料弹性影响系数：

ZE=189.8

由《机械设计》图10-21（d）【1】:

小齿轮接触疲劳强度：

σHlim1=600MPa

大齿轮接触疲劳强度：

σHlim2=550MPa

由《机械设计》公式10-13【1】：

N1=60n1jLh=60×480×（2×8×365×10）

=1.66×109

N2=1.66×109/3.765=4.409×108

由《机械设计》图10-20【1】：

KHN1=0.9KHN2=0.95

取失效概率为1%，安全系数S=1，

[σH]1=540MPa[σH]2=522.5MPa

试选载荷系数：

Kt=1.3

小齿轮转矩：

T=9550Pwη1η22/n2=70.923N.m

d1t=2.32×24.890=57.475mm

3.计算圆周速度：

V=πd1tn1/60000=1.450m/s

计算齿宽：

b=φdd1t=57.745mm

计算齿宽与齿高之比：

模数：

m1=d1t/z1=3.397mm

齿高：

h=2.25m1=7.643mm

b/h=53.269/7.05=7.555

4.计算载荷系数

根据v=1.450m/s，齿轮8级精度，由表10-8【1】查的动载系数kv=0.98直齿轮KHα=KFα=1

查表10-2得使用系数KA=1，

由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.45

由b/h=7.55，KHβ=1.45查图10-13得KFβ=1.3;故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×0.98×1×1.45=1.421

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a【1】，得

d1=59.882mm

计算模数m

m=d1/z1=59.882/17=3.522

由式10-5【1】得弯曲强度的设计公式

确定公式内的各计算的数值

由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE2=380MPa；

由图10-18【1】取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88

计算弯曲疲劳许用应力。

取疲劳安全系数S=1.4由式10-12得

[δF]1=KFN1×δFE1/s=303.57MPa

[δF]2=KFN2×δFE2/s=238.86MPa

计算载荷系数K

K=KAKVKFαKFβ=1×0.98×1×1.3=1.274

5）查取齿形系数。

由表10-5【1】查得

YFa1=2.97，YFa1=2.28

6）查取应力校正系数

YSa1=1.52,YSa1=1.73

7）计算大小齿轮的

并加以比较

1=2.97×1.52/303.57=0.0149

=2.28×1.73/238.86=0.0165

大齿轮的数值大

设计计算

m≥

==2.177

对比此计算结果，圆整有m的值为2.5计算小齿轮的齿数

Z1=d1/m=59.882/2.5=23.96取Z1=24

所以Z2=24×3.75=90

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。

5.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1=z1m=2.5×24=60mm

d2=z2m=90×2.5=225mm

（2）计算中心距

a=d1+d2=60+225=142.5

计算齿轮宽度

b=φdd1=60mm

取B2=60mm，B1=65

6.校核齿面接触疲劳强度

σH=2.5ZE

≤[σH]

确定公式内各项参数值

由<机械设计>中的图10-30，选取区域系数ZH=2.5

大小齿轮均用45钢锻造，由机械设计教材中的表10-6，查得材料系数ZE=189.8

。

根据公式10-8a[1]

σH=2.5ZE

≤[σH]

表4-2高速齿轮参数

名称

模数

压力角

大小齿齿数

传动比

分度圆直径

齿顶圆

齿根圆

中心距

齿宽

数值

2.5

20º

z1=24

z2=90

z1=24

z2=90

d1=60mm

d2=225mm

da1=65mm

da2=230mm

df1=53.75mm

df2=218.75mm

a=142.5mm

b1=65mm，b2=60mm

4.2.2低速级齿轮

1.选择材料，确定许用应力由《机械设计》（第八版）表10-1【1】：

选用小齿轮材料为40Cr，并进行调制处理，硬度260

280HBS，大齿轮选用材料45钢，进行调制处理，硬度220

240HBS。

2.选择齿数，齿宽系数及精度等级

2.1初取齿数

选择小齿轮齿数：

z1=17，则大齿轮齿数：

z2=z1×i3=17×2.68=45.56，取z2=46，齿数比：

u=z2/z1=46/17=2.705

2.2选择齿宽系数及精度等级

由《机械设计》表10-8【1】：

选用8级精度的齿轮由《机械设计》表10-7【1】：

齿宽系数：

φd=1.0

3.确定载荷系数

由《机械设计》表10-6【1】:

材料弹性影响系数：

ZE=189.8MPa1/2

由《机械设计》图10-21（d）【1】:

小齿轮接触疲劳强度：

σHlim1=600MPa

大齿轮接触疲劳强度：

σHlim2=550MPa

3.1由《机械设计》公式10-13【1】：

N1=60n1jLh=60×128×（2×8×365×10）

=4.49×108

N2=4.49×108/2.680=1.670×108

3.2由《机械设计》图10-20【1】：

KHN1=0.95

KHN2=0.97

3.3取失效概率为1%，安全系数S=1，

[σH]1=570MPa[σH]2=533.5MPa

试选载荷系数：

Kt=1.3

小齿轮转矩：

T=9550Pwη1η22/n2=263.296N.m

d1t=2.32×24.890=57.475mm

计算圆周速度：

0.607m/s

计算齿宽：

b=φdd2t=90.570mm

计算齿宽与齿高之比：

模数：

m2=d2t/z2=5.33mm

齿高：

h=2.25m1=11.987mm

b/h=90.570/11.987=7.556

3.4计算载荷系数

根据v=0.607m/s，齿轮8级精度，由表10-8【1】查的动载系数kv=1.0直齿轮KHα=KFα=1

查表10-2得使用系数KA=1，由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.40

由b/h=7.55，KHβ=1.40查图10-13得KFβ=1.3;故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×0.98×1×1.45=1.400

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a【1】，得d1=92.835mm

3.6计算模数m

m=d2/z2=92.835/17=5.460mm

由式10-5【1】得弯曲强度的设计公式

确定公式内的各计算的数值

2）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE2=380MPa；

由图10-18【1】取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.95，KFN4=0.93

3.7计算弯曲疲劳许用应力。

取疲劳安全系数S=1.4由式10-12得

[δF]1=KFN1×δFE1/s=475MPa

[δF]2=KFN2×δFE2/s=353.4MPa

计算载荷系数K

K=KAKVKFαKFβ=1×0.98×1×1.3=1.274

查取齿形系数。

由表10-5【1】查得

YFa1=2.97，YFa1=2.20

6）查取应力校正系数

YSa1=1.52,YSa1=1.77

7）计算大小齿轮的

并加以比较

1=2.97×1.52/475=0.009

=2.20×1.77/353.4=0.011

大齿轮的数值大

设计计算

m≥

==3.03

对比此计算结果，圆整有m的值为3计算小齿轮的齿数

Z2=d1/m=92.835/3=30.945取Z2=31

所以Z2=31×2.680=83

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d3=z1m=3×31=93mm

d4=z2m=93×2.680=249mm

（2）计算中心距

a=d1+d2=93+249=171mm

计算齿轮宽度

b=φdd2=93mm取B4=93mm，B3=98

表4-3低速齿轮参数

名称

模数

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