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机械设计基础课程设计说明书

21
2020年4月19日
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机械设计课程设计
说明书

材料与冶金学院

7月12日

一、设计任务书
1） 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置

2） 工作条件：
工作年限
工作班制
工作环境
载荷性质
生产批量
10
2
多灰尘
稍有波动
小批

3） 技术数据
题号
滚筒圆周力F(N)
带速 v(m/s)
滚筒直径 D(mm)
滚筒长度 L(mm)
ZDD-7
1200
2.0
400
500
二、电动机的选择计算
1）、选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应
选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y
系列电动机
2）、滚筒转动所需要的有效功率

根据表4.2-9确定各部分的效率:
V带传动效率 η1 =0.95
一对滚动轴承效率 η2 =0.99
闭式齿轮的传动效率 η3 =0.97
弹性联轴器效率 η4 =0.99
滑动轴承传动效率 η5 ＝0.97
传动滚筒效率 η6=0.96
则总的传动总效率
η = η1×η2η2 ×η3×η4×η5×η6
= 0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96
= 0.8326
3).电机的转速

所需的电动机的功率

现以同步转速为Y132S-4型（1500r/min） 及Y132M2-6
型（1000r/min）两种方案比较，由[2]表4.12-1查得电动机
数据，
方案号
电动机型号
额定功率(kW)
同步转速(r/min)
满载转速(r/min)
总传动比
1
Y132S-4
3.0
1500
1430
14.97
2
Y132S-6
3.0
1000
960
10.05
比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2
选电动机Y132S—6型 ，额定功率3.0kw, 同步转
速1000r/min,满载转速960r/min。
同时，由表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm，
外伸轴段 D×E=38mm×80mm。
三、传动装置的运动及动力参数计算
总传动比i=n0/nw=10.05;由表2.2-1得，V带传动的i12= 2.5，则齿轮传动的传动比为：i23=i/i12=10.05/2.5=4.02
此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的
参数和尺寸确定后才能确定。而且允许有（3-5%）的误差。
（二） 各轴功率、转速和转矩的计算
1． 1轴：（电动机轴）
p1=pr=2.88kw
n1=960r/min T1 =9.55*p1/ n1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm
2轴： （减速器高速轴）
P2=p1*η12= 2.88*0.95=2.736kw
N2=n1/i12=960/2.5=384r/min
T2=9.55*p2/n2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm
3轴：（减速器低速轴）
P3=p2*η23=2.736*0.99*0.97=2.627kw
N3=n2/i23=384/4.02=95.5r/min
T3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm
4. 轴：（即传动滚筒轴）
N4=n3/i34=95.5/1=95.5r/min
P4=p3*η34=2.627*0.99*0.99=2.57kw
T4=9.55*2.57*1000/95.5=257.47Nm
各轴运动及动力参数

轴序号
功率P(kw)
转速n(r/min)
转矩(N.m)
传动形式
传动比
效率η
1
2.88
960
28.65
弹性联轴器
1.0
0.99
2
2.736
384
68.04
齿轮传动
4.02
0.97
3
2.627
95.5
262.7
带传动
2.5
0.95
4
2.57
95.5
257.47
四、传动零件的设计计算
1.选择V带的型号
因为小轮的转速是960r/min，班制是2年，载荷变动小，
取Ka=1.2;
Pc=Ka.P1 =1.2*2.88=3.456kw
查表10-3和课本图10-7，可得选用A型号带，dd1min
=75mm;由表10-5，取标准直径 即dd1=100mm
2.验算带速
V=3.14* dd1 *n1 /60*1000=5.024;
满足5m/s <= V<=25-30m/s;
3.确定大带轮的标准直径:
Dd2=n1/n 2*dd1=960/384*100=250mm;
查表10-5，取其标准值
4.确定中心距a 和带长Ld:
V带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的工作能力；
初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)( dd1 +dd1)=245~~700 mm
取350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
Ld0=2*a0 +3.14/2 *( dd1 +dd1)+(dd2 –dd1)2/4* a0=1265.57 mm;
查表10-2可得，取Ld=1250mm;
由 Ld 放过来求实际的中心距a,
a =a0 +(Ld –Ld0)/2 =342.5mm（取343mm）
5.验算小轮包角a1,
由式a1 =1800-2r;
r =arcsin(dd2 –dd1) /2a 可得，
r =arcsin(250 - 100)/2*343 = 12.650
a1 =1800 -2*12.63 0 =154.74>1200
符合要求；
6.计算带的根数；
Z = Pc /(P0 +^P0)*Ka*Kl
查表可得，P0 =1.0kw, ^P0 =0.13kw
查表10.6可得，Ka =0.926,
查表10.7，Kl = 0.93
代入得，z =3.456/(0.13+1.0)*0.926*0.93 =3.55;
取4根；
7.计算作用在轴上的载荷Qr 和初拉力 F0
Qr =2 F0 *z *cosr= 2* 148.68 *4*cosr =1160.6N
且F0为单根带的初拉力，
F0 = 500* Pc/v*z *(2.5/Ka -1 ) +qv2
=148.68N
（查表可得，q =0.10kg/m）
验算带的实际传动比，
i 实 =dd2/dd2 =250/100 =2.5
．减速器内传动零件的设计计算；
小齿轮 40Cr钢 调质处理 齿面硬度 250-280HBS
大齿轮 zg310-570钢 正火处理 齿面硬度 162-185HBS
计算应力循环次数

查图5-17，ZN1=1.0 ZN2=1.08（允许一定点蚀）
由式5-29，ZX1=ZX2=1.0 ，
取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=1.0
由图5-16b，得

由5-28式计算许用接触应力

因，故取
2） 按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T1=68044N·mm
初取，由表5-5得
减速传动，;取
由图11-7可得，=2.5；
由式（5-39）计算中心距a

由4.2-10,取中心距a=149mm。 a=150mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=1.04—2.96mm,
取标准模数mn=2mm。 mn=2mm
小齿轮齿数：
大齿轮齿数： z2=uz1=
取z1=30，z2=120 z1=30，z2=120
实际传动比
传动比误差
，
齿轮分度圆直径

圆周速度
由表5-6,取齿轮精度为8级.

(3) 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷稍有波动,由表5-3,取KA=1.25
由图5-4b，
按8级精度和，
得Kv=1.04。
齿宽。
由图5-7a，按b/d1=0.99,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.08。
由表5-4，得Kα=1.1
载荷系数
齿顶圆直径

查表11-6可得，
由式5-39,计算齿面接触应力

故安全。
（4） 验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=30，Z2=120,
由图5-18b，得，
由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0
由式5-32，m=2mm<5mm,故Y=Y=1.0。
取Y=2.0，S=1.4
由式5-31计算许用弯曲应力

，
由图5-14得Y=2.65，Y=2.18
由图5-15得Y=1.63，Y=1.82。
由式（5-47）计算Yβ，

（5） 齿轮主要几何参数
z1=30, z2=120, u=4.0, mn=2 mm, β0=0,
d1=60 mm, d2=240 mm,
ha1 = ha2 =2mm,
da1=64mm, da2=244 mm
df1=55mm, df2=235 mm, a=150mm
齿宽b2 = b 1 =59.6mm, b1=b2+(5~10)=68mm
(6) 低速轴上齿轮的主要参数
D0=da2-14=230 mm
D3 =1.6D4 =91.2 mm
C =(0.2-0.3)B = (12-18)mm,取16；
r = 0.5C;
n2 =0.5m = 1.0;
D4 = 57mm;

五、轴的设计计算
（一） 高速轴的设计，联轴器的选择
1． 初步估定减速器高速轴外伸段轴径
由表８-２，
,受键槽影响加
大%5取ｄ＝28mm
（二） 低速轴的设计计算
1.,受键槽影响加
，轴径加大５％, , 取ｄ＝45ｍｍ。
因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。
初取联轴器HL4,公称转矩Tn=1.5 665.38 =998.87 N·m
Tc=KT=1250 N·m>TC =998.87 N·m
满足要求 取轴伸长d=112
2． 选择联轴器
拟选用弹性联轴器（GB5014-85）
名义转矩T=9550×=262.7Nm
　 计算转矩为　　TC=KT=1.5×262.7=394.05N·m
从表2.5-1可查得，HL3满足TN > Tc
[n]=5000r/min>n=95.5r/min;
由表查得，L=112mm;
六、轴的强度校核
1.低速轴校核：
作用在齿轮上的圆周力
　　　　　径向力 　

ａ.　垂直面支反力

轴向力

b. 水平面支反力
　　得，

，
C点 ，垂直面内弯矩图

C点右
C点左,
a. 合成弯矩图
C点右,
C点左,
（３） 作转矩T图

（４） 作当量弯矩图
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，
取α=0.6
C点左边

C点右边

D点

（５） 校核轴的强度
按当量转矩计算轴的直径：（轴的材料选择45号调质钢，查表13-1可得）
由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，因此该
轴危险断面是C点和D点所在剖面。
查表8-1得查表8-3得。
C点轴径
因为有一个键槽。该值小于原
设计该点处轴径57mm，故安全。
D点轴径
因为有一个键槽。该值小于原
设计该点处轴径45mm，故安全。
（6）精确校核轴的疲劳强度
（a） 校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ剖面的疲劳强度
Ⅰ剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，
查得，
Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，
查得，
因此， 。因1-1、2-2剖面主要受转矩作
用，起主要作用，故校核1-1剖面。
1-1剖面产生的

45钢的机械性能查表8-1，
得，
绝对尺寸影响系数由附表1-4，得，
表面质量系数由附表1-5，得,
查表1-5，得，
1-1剖面安全系数

取，，因此1-1剖面安全。
b.校核III,IV剖面的疲劳强度
III剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数由附表1-1，
查得，
IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：
， 。
IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，
查得，。
故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核III剖面。
III剖面承受

III剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为

III剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为

由附表1-4,查得,表面质量系数由附表1-5，
得,
,,表面质量系数同上.III剖面的安全系数按
配合引起的应力集中系数计算，

,因此III剖面安全。
其它剖面危险性小，不予校核。
七、 滚动轴承的选择及其寿命验算
低速轴轴承
选择一对6211深沟球轴承，低速轴轴承校核：
1）、确定轴承的承载能力
查表9-7，轴承6211 的=25000N，c=33500N.
2）、计算径向支反力

3）、求轴承轴向载荷
A1=0
A2=2329.67N
4）、计算当量动载荷
A2/C0=2329.67/25000=0.093
插值定e2=0.29
由A2/R2 =0.849〉0.29
查表9—10 X2=0.56，Y2=1.50
查表9—11，取fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0
P1 =1.2×2038.33=2445.996N
P2=fd (X2R2 +Y2A2) =6037.4N;
为P2>P1,按P2 计算，

故深沟球轴承6211适用。
八、键联接的选择和验算
(一) 高速轴上键的选择
选择普通平键8×7， GB1096-79
(三).低速轴上键的选择与验算
(1) 齿轮处
选择普通平键16×10 GB1096-79型，其参数为
R=b/2=8mm， L：45—180；取50；
l=L-2×R=34，
d=57mm。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，
由表2-1，查得

因，故安全。
(2) 外伸处：
选择键14×9， GB1096-79,其参数为
R=b/2=7mm，L取102； l=L-2×R=102-2×7=88mm，
d=45mm。齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，
由表2-1，查得

因，故安全

九、减速器的润滑及密封形式选择
1 减速器的润滑采用脂润滑，选用中负荷工业轴承润滑
GB492-89。
2 油标尺M16,材料Q235A。
3 密封圈：
密封圈采用毡圈密封，型号45 JB/ZQ4606-86
由于工作环境是多尘环境，选用有过滤灰尘作用的网式通气器。
十、指导参考书
陈良玉 孙志礼 著 <<机械设计基础>>
冶金工业出版社 1997
孙德志 王春华 等 著 <<机械设计课程设计>>
东北大学出版社