北航机械零件课程设计说明书2012.doc

机械零件课程设计说明书
机械零件课程设计任务书

一、题目A 设计带式运输机的传动装置
传动装置简图如右图所示（电动机的位置自己确定）。
1．运输机的数据：
运输带的工作拉力F=1650 (N)
运输带的工作速度V=1.4 (m/s)
运输带的滚筒直径D=300 (mm)
滚筒轮中心高度H=300 (mm)
(附：运输带绕过滚筒的损失
用效率计，取效率=0.97）。
2．工作条件：
锅炉房运煤：
三班制，每班工作四小时：
空载启动、连续、单向运转、
载荷平稳。
3．使用期限及检修期间隔：
工作期限为十年，每年工作
三百日；
检修期间隔为三年。
1—电动机；2—V带传动;
3—减速器（斜齿）；
4—联轴器；
5—带式运输机（主动滚筒部分）；
4．生产批量及生产条件：
只生产几台，无铸钢设备。
二、设计任务
1．选出电动机型号；
2．确定带传动的主要参数及尺寸；
3．设计该减速器；
4．选出联接减速器输出轴与运输机轴的联轴器。
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。
目 录
一、传动方案的确定 ………………………………………………………..…………（2）
二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数 ……………………………（3）
1．电动机的选择 ……………………………………………………..………..………（3）
2．传动比分配 …………………………………………………………………………（3）
3．各级传动的动力参数计算 …………………………………………...…………（4）
4．将运动和动力参数计算结果列表 ……………………………………………（4）
三、传动零件的设计、计算 ………………………………..………..………..…（5）
1．V带传动的设计 …………………………………..……………………….…...…（5）
2．带的参数尺寸列表 ………………..………………………………………………（6）
3．减速器齿轮设计 ……………………………………………………………………（7）
四、轴的设计与校核 ……….…………………………………………………………（11）
1．轴的初步设计 ……………………..….……………………………………………（11）
2．I轴的校核 ……………………………………….…………………………….……（12）
3．II轴的校核 ………………………………………….……………………….……（14）
五、键联接的选择与校核 ………………….…….…..……………………….……（15）
1．I轴外伸端处键联接 ……….……………..…..…………………………….…（16）
2．II轴外伸端处键联接 …………….…………………………………….………（16）
3．II轴与大齿轮配合处键联接 ………………………….…………….….……（16）
六、轴承寿命校核 …………………………………………….……………..…….…（16）
1．I轴轴承6207校核 ………………………………….…………..…..………（16）
2．II轴轴承6209校核 …………………..……………………….….…………（17）
七、联轴器的选择与校核 ……………………..……………………….….………（18）
八、润滑与密封形式，润滑油牌号及用量说明 ………..………..….……...（19）
九、箱体结构相关尺寸 ………………………….……………..……..…..……..…（19）
十、减速器附件列表 ……………….…….………………………..………..……....（20）
十一、参考资料 …………………………….….…………………………….…….…（20）

计算项目
计算内容
计算结果
一、传动方案的确定
方案A：

优点：

缺点：
采用一级带传动和一级闭式齿轮传动。

（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。

（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。

方案B：

优点：

缺点：
采用一级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动。

（1）开始传动成本低，安装更换方便。
（2）承载能力大，传动比稳定，效率高。

（1）寿命短，齿面磨损严重，需经常维护。
（2）不适于高速重载的情况，工作条件也对齿面磨损程度影响很大。

方案确定：
综上所述，我采用方案A，比较起来，方案A的减震和过载保护能力会很大程度上延长电机和减速器的寿命，减少维护费用。由于用来运煤，工作条件较恶劣，方案B中开式齿轮离传送带近，很容易卷入煤渣，影响工作，而带传动可以放置在较远处。
采用方案A

计算项目
计算内容
计算结果
二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数
1．电动机的选择
工作机所需功率

传动效率

实际需要功率

工作机转速

电动机转速
由于带传动的传动比，减速器，所以电动机的转速范围356.5~1782.6r/min。常用的电动机转速为1000r/min和1500r/min，查相关参数后得出结论电动机型号可选为Y132S-6型，其额定功率为3kW，满载转速960r/min。
Y132S-6型

额定功率3kW

满载转速960r/min
2．传动比分配

总传动比
带传动比
减速器传动比

由
取
则

计算项目
计算内容
计算结果
3．各级传动的动力参数计算
各轴转速（分别为小齿轮轴转速和大齿轮轴转速）

各轴输入功率

各轴输入转矩

4．将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表
轴名
功率P/kW
转矩T/kN·mm
转速r/min
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电机轴

2.66

26.46
960
2.5
0.96
I轴
2.55

63.42

384
4.308
0.97
II轴
2.45

262.49

89.14
1
0.95
卷筒轴
2.40

257.12

89.14

计算项目
计算内容
计算结果
三、传动零件的设计、计算
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

V带型号
由，，查图4-15，选用A型普通V带

A型普通V带
大小带轮基准直径d2，d1
取d1=100mm，则

查表4-3，取d2=245mm

d1=100mm

d2=245mm
验证V带带速
带速，
v在5~25m/s之内，合适。

v=5m/s
V带基准长度Ld和中心距a
初步选取中心距a0=1.5(d1+d2)=650mm得带长

查表4-2，取Ld=1800mm，
得实际中心距，

小带轮包角的验算
合适。

计算项目
计算内容
计算结果
单根普通V带的基本额定功率
由n满=960r/min及d1=100mm，
查表4-3得，

传动比i

i=2.5
额定功率增量
查表4-4得，

包角修正系数
由，查表4-9得，

带长修正系数
由Ld=1800mm，查表4-2得

V带根数z

根数
单位长度质量q
查表4-1得，q=0.1kg/m
q=0.1kg/m

单根V带的初拉力F0

作用在带轮上的压力FQ

带轮结构
大带轮采用辐板式，
小带轮采用整体式。

2．带的参数尺寸列表
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
245
625
1800
带根数
z
初拉力
F0/N
轴上载荷
FQ/N

4
142.1
1129

计算项目
计算内容
计算结果
3．减速器齿轮（闭式、斜齿）设计
材料选择
由于对传动要求不高，故大小齿轮选用软齿面。
小齿面选用45号钢调质，硬度HB=210-230，平均取为220
大齿面选用45号钢正火，HB=170-210,平均取为190，同侧齿面精度等级选8级精度

小齿面选用45钢调质处理
大齿面选用45号钢正火
（1）按齿面接触疲劳强度初步计算
接触极限
查图2-24，取
小齿轮接触疲劳极限
大齿轮接触疲劳极限

安全系数SH
取SH=1.1
SH=1.1
许用接触应力

载荷系数K
查附录B，取K=1.2
K=1.2
齿宽系数
查附录B表B-3，取

大小齿轮齿数z2，z1
取小齿轮齿数z1=31，
则大齿轮齿数
z1=31
z2=108
实际传动比i

初选中心距a

计算项目
计算内容
计算结果
模数mn
初选螺旋角

查表2-4，取mn=1.75mm

mn=1.75mm
确定中心距a
取整数值

确定螺旋角

分度圆直径
d1，d2

齿宽b1，b2

（2）验算弯曲强度
弯曲极限
小齿轮弯曲疲劳极限
大齿轮弯曲疲劳极限

安全系数SF
取SF=1.3
SF=1.3
许用弯曲应力

当量齿数zv1，zv2

齿型系数
YF1，YF2
查图2-20得
YF1=1.92，YF2=2.13
YF1=1.92
YF2=2.13
计算项目
计算内容
计算结果
验算弯曲强度

安全

（3）齿轮其他传动的参数
端面压力角

齿顶高ha
齿根高hf
全齿高h
顶隙c
ha=mn=1.75mm
hf=1.25mn=2.1875mm
h= ha+ hf=3.9375mm
c= hf-ha=0.4375mm
ha= 1.75mm
hf=2.1875mm
h= 3.9375mm
c= 0.4375mm
齿顶圆直径da
da1=d1+2ha=61.486mm
da2=d2+2ha=205.514mm
da1= 61.486mm
da2= 205.514mm
齿根圆直径df1
df1=d1-2hf=54.486mm
df2=d2-2hf=198.514mm
df1=54.486mm
df2=198.514mm
齿轮结构
小齿轮为齿轮轴
大齿轮为辐板式

（4）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
130
1.75
20.678°
21.26°
齿数
齿宽/mm
分度圆直径/mm
z1
z2
b1
b2
d1
d2
31
108
65
70
57.986
202.014
齿高/mm
齿顶圆/mm
齿根圆/mm
ha
hf
da1
da2
df1
df2
1.75
2.1875
61.486
205.514
54.486
198.514

计算项目
计算内容
计算结果
（5）大齿轮结构简图

（6）大齿轮结构尺寸参数列表
dh(mm)
D1=1.6dh(mm)
lh=(1.2~1.5)dh(mm)
b(mm)
55
86
取70
65
c=0.3b(mm)
δ=(2.5~4)mn(mm)
d0(mm)
D2(mm)
取20
取7
20
156
da(mm)
D0(mm)
r(mm)

205.514
120
5

计算项目
计算内容
计算结果
四、轴的设计与校核
1．轴的初步设计
材料选取
选用45号钢，调质处理
45号钢调质
初估最小直径
I轴：
II轴：
考虑到轴的削弱作用：

考虑I轴连接带轮，取dI=25mm
考虑II轴连接联轴器，取dII=35mm

dI=25mm
dII=35mm
初选轴承
I轴选用6207，d=35mm，B=17mm
II轴选用6209，d=45mm，B=19mm
I轴选用6207
II轴选用6209
轴的结构设计
根据轴上零件的定位及轴承等零件的标准确定轴结构如下：

计算项目
计算内容
计算结果
2．I轴的校核
小齿轮受力
周向力
径向力
轴向力

a

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

传递扭矩图
FQ
b
b
a
TI
Mb
Ft
F2H
MbV
MaV’
MaV
F1V
F2V
Ma
Fa
Ft
Fa
FQ
Ma
MaH
F1H
Fr
Fr
TI
FQ

计算项目
计算内容
计算结果
垂直面支撑反力

垂直面弯矩计算

水平面支撑反力

水平面弯矩计算

合成弯矩计算

危险截面当量弯矩
由合成弯矩图，a-a与b-b截面均为危险截面，但由于Ma与Mb相差不大，但b-b比a-a轴径小许多，故b-b更危险，只验算b-b截面的当量弯矩。
由于TI为不变的转矩，取α=0.3

危险截面的校核
45钢的，则
合适
I轴结构合理

计算项目
计算内容
计算结果
3．II轴的校核
大齿轮受力
切向力
径向力
轴向力

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

传递扭矩图
a
a
TII
Ma
MaH
Ft
F2H
F1H
MaV’
MaV
Fa
Ma
Fr
F2v
F1v
TII
Ft
Fr
Fa

计算项目
计算内容
计算结果
垂直面支撑反力

垂直面弯矩计算

水平面支撑反力

水平面弯矩计算

合成弯矩计算

危险截面当量弯矩
由合成弯矩图，a-a截面为危险截面， 验算a-a截面的当量弯矩。
由于TI为不变的转矩，取α=0.3

危险截面的校核
45钢的，则
合适
II轴结构合理
五、键联接的选择与校核
材料选择
许用挤压应力
选用45号钢，由表10-10，取

45号钢

1．I轴外伸端处键联接
键的选择
选用圆头普通平键（GB1096-79）
根据dI=25mm及外伸端长度，选择键b×h=8×7， L=56mm，t=4.0mm，t1=3.3mm

键8×7
长56
计算项目
计算内容
计算结果
键的校核

键选取合适
2．II轴外伸端处键联接
键的选择
选用圆头普通平键（GB1096-79）
根据dII=35mm及外伸端长度，选择键b×h=10×8， L=70mm，t=5mm，t1=3.3mm

键10×8
长70
键的校核

键选取合适
3．II轴与大齿轮配合处键联接
键的选择
选用圆头普通平键（GB1096-79）
根据轴径d=55mm及台阶长度，选择键b×h=16×10， L=56mm，t=5.5mm，t1=3.8mm

键16×10
长50
键的校核

键选取合适
六、轴承寿命校核
1．I轴轴承6207GB/T292-94)
轴承受力图
Fr2
F2’
Fa
F1’
Fr1

径向载荷Fr

计算项目
计算内容
计算结果
内部轴向力F’

确定压紧端
由
故轴承1压紧。

轴承1压紧
轴承受的轴向载荷

当量动载荷的e、Y
由表6-63，取e=0.26，Y=1.71

e=0.26，Y=1.71

当量动载荷P

温度系数ft
载荷系数fP
取ft=0.95
取fP=1.2
ft=0.95
fP=1.2
要求轴承寿命Lh
每天工作12小时，每年工作300天，检修间隔三年，则要求轴承寿命达到10800h

Lh=10800h
基本额定动载荷Cr1
合适
I轴轴承选用
6207合适
2．II轴轴承6209(GB/T292-94)
轴承受力图
Fa
F2’
F1’
Fr2
Fr1

径向载荷Fr

计算项目
计算内容
计算结果
内部轴向力F’

确定压紧端
由
故轴承1压紧。

轴承1压紧
轴承受的轴向载荷

当量动载荷的X、Y
由于而，
由表6-63，取X1=0.41，Y1=0.87
X2=1，Y2=0

X1=0.41，Y1=0.87
X2=1，Y2=0
当量动载荷P

温度系数ft
载荷系数fP
取ft=0.95
取fP=1.2
ft=0.95
fP=1.2
要求轴承寿命Lh
每天工作12小时，每年工作300天，检修间隔三年，则要求轴承寿命达到10800h

Lh=10800h
基本额定动载荷Cr1
由于P1>P2，故按轴承1计算
合适
II轴轴承选用
6209合适
七、联轴器的选择与计算
联轴器的选择
II轴外伸端需使用联轴器
选用弹性柱销联轴器HL3型(GB5014-85)
弹性柱销联轴器
HL3型
HL3联轴器参数
公称转矩Tn（N·m）
许用转矩n
(r/min)
轴孔直径d
（mm）
630
5000
45
轴孔长度
外径D
(mm)
轴孔类型
键槽类型
L
L1
82
60
160
J
A

计算项目
计算内容
计算结果
联轴器的计算
取工作情况系数KA=1.5，则计算转矩
合适

联轴器选取合理
八、润滑与密封形式，润滑油牌号及用量说明
润滑方式
齿轮线速度

故齿轮选用油池润滑，需油量2L左右，最高-最低油面相距15mm
轴承采用脂润滑

齿轮选用油池润滑
轴承采用脂润滑
润滑油牌号

润滑脂牌号
选用中负荷工业齿轮油
代号220(GB5903-86)
选用钠基润滑脂
牌号ZN-3(GB492-89)

220

ZN-3

密封形式

①机座与机盖凸缘结合面的密封选用在接合面涂密封胶或水玻璃的方式
②观察孔和放油孔等处的密封选用石棉橡胶纸垫片密封
③轴承端盖处的密封采用毡圈油封
④轴承处用挡油环防止润滑油甩入轴承内部

九、箱体结构相关尺寸
长×宽×高
398mm×202mm×288mm

机座壁厚δ
机盖壁厚δ1
机座凸缘厚b
机盖凸缘厚b1
机座底凸缘厚b2
δ=8mm
δ1=8mm
b=1.5δ=12mm
b1=1.5δ1=12mm
b2=2.5δ=20mm
δ=8mm
δ1=8mm
b=12mm
b1=12mm
b2=20mm
地脚螺栓直径df
大齿轮顶圆与内机壁距离Δ1
小齿轮端面与内机壁距离Δ2
df=16mm

Δ1>1.2δ，取Δ1=10mm

Δ2>δ，取Δ2=8mm
df=16mm

Δ1=10mm

Δ2=8mm
计算项目
计算内容
计算结果
轴承与箱体内机壁距离Δ3
外机壁与轴承座端面距离l1
I轴轴承端盖外径DI
II轴轴承端盖外径DII
轴承端盖凸缘厚t

Δ3=8mm

l1=40mm

DI=92mm

DII=105mm
t=10mm

Δ3=8mm

l1=40mm

DI=92mm

DII=105mm
t=10mm
十、减速器附件列表
名称及规格
数量
功能
材料
备注
螺栓M12×120
6
轴承旁联接
Q235A
GB5782-2000
螺母M12
6
轴承旁联接
Q235A
GB6170-2000
垫圈
6
轴承旁联接
65Mn
GB93-87-12
螺栓M8×30
2
机座机盖联接
Q235A
GB5782-2000
螺母M8
2
机座机盖联接
Q235A
GB6170-2000
垫圈
2
机座机盖联接
65Mn
GB93-87-12
螺钉M8×30
24
轴承端盖联接
Q235A
GB5782-2000
启盖螺钉M8×30
1
开启机盖
Q235A
GB5782-2000
螺钉M8×20
4
窥视孔盖联接
Q235A
GB5782-2000
销Φ6×30
2
定位
35
GB117-2000
油标尺
1
标志油位

组合件
放油孔螺塞
1
放油孔联接
Q235A

通气孔螺塞
1
通气孔联接
Q235A

垫片
2
密封
石棉橡胶

油封
2
I轴端盖密封
毡圈

油封
2
II轴端盖密封
毡圈

十一、参考资料
①机械设计 王之栎 马纲 陈心颐 主编
北京航空航天大学出版社 2011年8月第1版
②机械设计综合课程设计 王之栎 王大康 主编
机械工业出版社 2012年1月第2版

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