广工带式二级运输机传动装置课程设计.docx

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课程设计

课程名称机械设计基础课程设计题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级学号学生姓名指导教师

201年月日

广东工业大学

一、广东工业大学课程设计任务书 3

二、设计计算说明书 5

1、系统总体方案设计 5

1.1、电动机选择 5

1.2、传动装置运动及动力参数计算 6

2、V带传动的设计与计算 7

3、传动零件的设计计算 10

3.1、高速级齿轮的设计 10

3.2、低速级齿轮的设计 15

4、轴以及轴上各零件的设计与校核 21

4.1、中间轴的设计 21

4.2、高速轴的设计 28

4.3、低速轴的设计 35

5、箱体及各部位附属零件的设计 42

6、设计总结 46

7、参考文献 47

广东工业大学课程设计任务书

题目名称带式运输机传动装置

学生学院

专业班级

学号

学生姓名

一、课程设计的内容

设计一带式运输机传动装置（见图1）。

设计内容应包括：

两级传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。

图2为参考传动方案。

图1带式运输机传动装置

图2参考传动方案

二、课程设计的要求与数据

已知条件：

（1）运输带工作拉力：

F=3.3kN；

（2）运输带工作速度：

v=1.20m/s；

（3）卷筒直径：

D=290mm；

（4）使用寿命：

8年；

（5）工作情况：

两班制，连续单向运转，载荷较平稳；

（6）制造条件及生产批量：

一般机械厂制造，小批量；

（7）工作环境：

室内，轻度污染环境；

（8）边界连接条件：

原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹性联轴器连接。

三、课程设计应完成的工作

小组成员A：

1．减速器装配图1张（1号图纸）；2．输出轴及轴上非标准零件图；

3．设计说明书1份。

小组成员B：

1．上箱体零件图1张（1号图纸）；2．输入轴及轴上非标准零件图；

3．设计说明书1份。

小组成员C：

1．下箱体零件图1张（1号图纸）；2．中间轴及轴上非标准零件图；

3．设计说明书1份。

四、课程设计进程安排

序号

设计各阶段内容

地点

起止日期

1.1、设计准备:

明确设计任务；准备设计资料和绘图用具

1.2、传动装置的总体设计:

拟定传动方案；选择

电动机；计算传动装置运动和动力参数

教1-201

与课同步

传动零件设计计算:

带传动、齿轮传动主要参数的设计计算

教1-201

与课同步

减速器装配草图设计:

初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度

计算;减速器箱体及附件的设计

教1-201

18周

减速器装配图设计

教1-201

19周

零件工作图设计

教1-201

至20周周二

整理和编写设计计算说明书

教1-201

20周二至周四

课程设计答辩

教1-201

20周五

五、应收集的资料及主要参考文献

[1]濮良贵、纪名刚主编，《机械设计》[M]，北京：

高等教育出版社，2006年5月第8版；

[2]林怡青、谢宋良、王文涛编著.机械设计基础课程设计指导书[M].北京：

清华大学出版社，2008年11月第1版

[3]宋宝玉编，《机械设计课程设计指导书》[M]，北京：

高等教育出版社，2006年出版

[4]陈铁鸣编，《新编机械设计课程设计图册》[M]，北京：

高等教育出版社，2003年出版

[5]王昆等编，机械设计课程设计，高等教育出版社，2004年出版。

发出任务书日期：

201年月日指导教师签名：

计划完成日期：

201年月日基层教学单位责任人签章：

主管院长签章：

设计计算说明书

设计计算与说明

结果

1、系统总体方案设计

1.1、电动机选择

1.1.1传动条件：

（1）工作条件：

减速箱使用寿命8年，每天工作为两班

工作制，每班工作16个小时，每年工作300天，载荷平稳，环境清洁；

（2）原始数据：

输送带拉力F=3.3kN；带速V=1.20m/s；滚筒直径D=290mm。

1.1.2电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

1.1.3确定电动机的功率：

（1）输送带的输入功率：

Pw=FV=3.3´1.20=3.96kW

（2）传动装置的总功率：

取V带效率为95%，一对滚动轴承的的效率为99%，渐开线圆柱齿轮效率为99%，一对滑动轴承的效率为99%，联轴器效率为99%，滚筒的效率为96%，则得：

h总=hh3h2hhh

带滚齿联滑筒

＝0.95×0.993×0.992×0.99×0.99×0.96＝0.85

（3）电动机所需的工作功率：

p=Pw=3.96=4.66kW

d h 0.85

总

1.1.4确定电动机的转速：

n =60´1000v=60´1000´1.20=79.029r/min

w pD p´290

原始数据F=3.3kN

V=1.20m/s

D=290mm

Pw=3.96kW

h总=0.85

pd=4.66kW

nw=79.029r/min

1.1.5确定电动机的型号：

根据《机械设计基础课程设计指导书》（下面简称指导书）P11表2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级

减速器传动比i齿=3~6范围。

取V带传动比i带=2~4。

则总传动比理论范围为：

i总=6~24

可选范围为：

，故电动机转速的

nd=i总×nw=474.174～1896.696r/min

方案

电动机

型号

额定

功率

电动机转速（r/min）

同步

满载

Y160M2-8

5.5kw

750

720

Y132M2-6

5.5kw

1000

960

Y132S-4

5.5kw

1500

1440

则符合这一范围的同步转速有：

750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号：

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第3方案比较适合，因此选定电动机型号

电动机型号为Y132S-4

n满=1440r/min

为Y132S-4，

n满=1440r/min

1.2、传动装置运动及动力参数计算

1.2.1确定传动装置的总传动比和分配级传动比：

（1）确定传动装置总传动比：

i总=n满/nw=1440/79.029=18.221

（2）分配各级传动装置传动比：

i总=i带´i齿

i带=2.50

取i带=2.50

i总=18.221=7.2884

带

齿 2.50

i1=3.14

Qi齿=i1´i2

i齿

1.4

\ £i2£

i1=（1.25~1.4）×i2

i齿

1.25

2.282£i2

£2.415

i2=2.30

取i2=2.30，\i1=3.14

1.2.2动力参数计算：

（1）各轴的转速：

n1=nd=1440r/min

n1=nd

=1440r/min

n=n1=1440=576r/min

n=576r/min

带

2 2.50

n3=183.440r/min

n=n2=

576

3.14

=183.440r/min

n4=79.757r/min

n=n3=183.440=79.757r/min

4 2.30

（2）各轴输入功率：

p1=pd

=4.66kW

p1=pd=4.66kW

p2=4.43kW

p2=p1h带=4.66´0.95=4.43kW

p3=p2×h滚×h齿=4.43´0.99´0.99=4.34kWp4=p3h滚h联=4.34´0.99´0.99=4.25kW

（3）各轴转矩：

p3=4.34kW

p4=4.25kW

1 n

T=9550p1

=9550´4.66/1440=30.905N×m

T1=30.905N×m

T=9550p2

=9550´4.43/576=73.449N×m

T2=73.449N×m

3 n

T=9550p3

=9550´4.34/183.440=225.943N×m

T3=225.943N×m

T4=508.890N×m

4 n

T=9550p4

=9550´4.25/79.7575=508.890N×m

2、V带传动的设计与计算

2.1确定计算功率：

由《机械设计》（下面简称课本）P156表8-8得：

KA=1.1

Pca

=5.126kW

Pca=KA×Pd

=1.1´4.66=5.126kW

2.2选择带型号：

根据Pca和nm=1440r/min，由课本P157图8-11得，选用A型

2.3确定带轮的基准直径并验算带速

A型带

（1）初选小带轮的基准直径dd1

根据课本P157表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径

dd1=100mm

dd1

=100mm

（2）验算带速v带

v =p×dd1×n1

带 60´1000

=p´100´1440=7.54m/s

60´1000

在5～30m/s范围内，带速合适

（3）计算大带轮的基准直径dd2

dd2=i带×dd1=2.50´100=250mm

根据课本P157表8-9加以合适调整，dd2=250mm

dd2=250mm

2.4确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld

（1）根据

0.7´（dd1+dd2）£a0£2´（dd1+dd2），即

245mm£a0£700mm，初选中心距a0=600mm

（2）计算V带的基准长度Ld

p （d -d）2

Ld0

=2a0+

2（dd1

+dd2

）+d2 d1

=2´600+

p´（100+250）+

1502

4´600

=1759.154mm

由课本P145表8-2，选V带的基准长度Ld

（3）计算实际中心距a

=1750mm

a=595.415mm

a»a0

+Ld

-Ld0

=600+1750-1759.154

=595.415mm

中心距的变动范围：

amin

=a-

0.015Ld

=569

.165mm

aman

=a+

0.03Ld

=647

.915mm

2.5验算小带轮包角a1

a=180°-57.3°（dd2-dd1）=165.56o³120°

1 a

2.6确定带的根数z

由dd1=100mm和nm=1440r/min，查课本P151表8-4得

p0=1.32kW

根据nm=1440r/min，i带=2.50和A型带，查表8-5得，

Dp0=

0.17kW

查表8-6得ka

=0.96

查表8-2得kl

=1.00

根数为4根

于是pr

=（p0

+Dp0）×ka×kl

=1.430kw

Z=Pca

=5.126

1.430

=3.58

取根数为4根

2.7计算带的初拉力（F0）min

由课本P149表8-3得A型V带的单位长度质量

q=0.105kg/m

带

（F）min=500´（2.5-ka）pca+q×v

2=142.292N

ka×z×v带

应使实际的初拉力F0>（F0）min=142.292N

2.8计算压轴力FP

Fp=1129

.310N

Fp=

2z（F0

）min

·sina1

=1129

.310N

2.9带轮结构设计

（1）小带轮采用实心式，查指导书P190得电动机的轴径

D=38mm，V带轮的e=15±0.3mm,f

=10+2mm，轮缘宽

小带轮采用实心式

-1

B带轮=（z-1）e+2f

=65mm

B带轮=65mm

（2）大带轮采用腹板式结构，轮缘宽与小带轮的相同，轮毂宽与轴的结构设计同步。

3、传动零件的设计计算

大带轮采用腹板式

3.1、高速级齿轮的设计

3.1.1齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）适用斜齿圆柱齿轮传动，压力角为an

=20o；

a=20o

（2）带式输送机为一般工作机器，参考课本P205表10-6，选用8级精度；

（3）材料：

选择高速级小齿轮采用40Cr（调质），硬度为280HBS，高速级大齿轮采用45钢（调质），硬度为240HBS；

（4）初选小齿轮齿数z1=24，z2=z1×i1=75.36

取z2=77

（5）初步选定螺旋角b=14°

8级精度

高速级小齿轮采用40Cr（调质）

高速级大齿轮采用45钢（调质）

3.1.2按齿面接触疲劳强度设计

（1）试算小齿轮分度圆直径，即

2kHtT2

u+1

3（

ZZZZ

H Eeb）2

[sH]

d1t³ × ×

初选

1）确定公式中的各参数值

①试选KHt=1.3

z1=24

②小齿轮的转矩T2

=7.3449´104N×mm

z2=77

b=14°

③由课本P206表10-7，选取齿宽系数fd=1

④由课本P203图10-20，选取区域系数ZH=2.433

⑤由课本P202表10-5查的材料的弹性影响系数

ZE=189.8MPa2

⑥计算接触疲劳强度用的重合度系数Ze

a=arctan（tana/cosb）=arctan（tan20o/cos14o）

t n

=20.562o

a =arccos[zcosa/（z

+2h*ancosb）]

at1 1 t 1

=arccos[24cos20.562o/（24+2´1´cos14o）]=29.974o

aat2

=arccos[z2

cosat/（z2

+2h*ancosb）]

=arccos[77´cos20.562o/（77+2´1´cos14o）]=24.038o

ea=[z1（tanaat1-tanat）+z2（tanaat2-tanat）]

=[24´（tan29.974o-tan20.562o）+77´（tan24.038o-

tan20.562o）]/（2p）

=1.639

eb=fdz1

tanb/p=1´24´tan（14o）/p=1.905

4-1.639´（1-1.905）+1.905

1.639

z= 4-ea（1-eb）+ea=



e 3 eb

=0.671

⑦计算螺旋角系数zb=

cosb=

=0.985

cos14o

⑧计算接触疲劳许用应力[σH]

由课本P213图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限为σHlim1＝600MPa σHlim2＝550MPa

计算应力循环次数

N＝60njL＝60×576×1×（2×8×300×8）＝1.327×109

1 2 h

N＝N/μ＝1.327×109/（77/24）＝4.136×108

2 1

由课本P208图10-23查接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90 KHN2＝0.95

取失效概率为1%，安全系数为S＝1

[σ]＝KHN1sHlim1＝0.90´600MPa＝540MPa

[σ]＝KHN2sHlim2＝0.95´550MPa＝523MPa

取[σH]1和[σH]2中较小看做该齿轮副接触疲劳许用应力，即[σH]＝[σH]2＝523MPa

2）小齿轮分度圆直径

2KHtT2m+1

·（

ZHZEZeZb

[sH]

）2

d1t³ =

77+1

d1t

=44.021mm

2´1.3´7.3449´104 24

·（2.433´189.8´0.671´0.985）2

1 77

=44.021mm

523

（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷前的数据准备

①圆周速度v

v＝ pd1tn2

60´1000

＝p´44.021´576＝1.328m/s

60´1000

②齿宽b

b＝Фdd1t＝1×44.021mm＝44.021mm2）计算实际载荷系数KH

①由课本P192表10-2查得使用系数KA＝1

②根据V＝1.328m/s，8级精度，由课本P194图10-8查得动载系数KV＝1.07

③齿轮的圆周力

F＝2T/d＝2×7.3449×104/44.021N＝3.337×103N

t1 2 1t

KF/b＝1×3.337×103/44.021N/mm＝75.805N/mm＜

At1

100N/mm

查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数KHα＝1.4

④由课本P196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，得齿向载荷分布系数

K =1.2+0.18´（1+0.6f2）´f2+0.23´10-3b

Hb d d

=1.12+0.18´（1+0.6´12）´12+0.23´10-3´44.021=1.418

由此,得到实际载荷系数KH＝KAKVKHαKHB＝1×1.07×1.4×1.418＝2.124

KHt

1.3

2.124

3）可得实际载荷系数算得的分度圆直径

d1＝51.848mm

m=2.096mm

d＝d

＝44.021×

＝51.848mm

1 1t

及相应的齿轮模数

m=d1cosb/z1=51.848´cos14

/24mm=2.096mm

3.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）试算齿轮模数，即

2KFtTYeYbcos2b æY Y ö

2 ·çFa Sa÷

fz2

F ø

]÷

mnt³

试选载荷系数KFt＝1.3

计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye

βb＝arctan（tanβtanαt）

＝arctan（tan14°×tan20.562°）＝13.140°

·＝ε/cos2β＝1.639/cos213.140°＝1.728

av α b

Yε＝0.25+0.75/εav＝0.25+0.75/1.728＝0.684

③可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YβY＝1-ε b＝1-1.905×14°＝0.778

β β120° 120°

④计算YFaYSa

[sF]

由当量齿数

z＝z/cos3β＝24/cos314°＝26.272

V1 1

z＝z/cos3β＝77/cos314°＝84.290

v2 2

查课本P200图10-17，得齿形系数YFa1＝2.62 YFa2＝2.21

由课本P201图10-18查得应力修正系数YSa1＝1.60 YSa2＝1.78

由课本P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1＝500MPa

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