机械课程带式输送机传动系统设计Word格式.docx
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）设计计算说明书的整理和编写
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）总结和答辩
第二章带式传动机传动系统设计
1、设计题目：
单级圆柱齿轮减速器及V带传动
2、传动系统参考方案（如图）：
带式输迭机倍动系统简囲
1—电功机亍2—丫帶传动，3—单击圆柱齿鸵减速器;
4—联轴器：
5—滾筒；
5—输送带
3、原始数据：
F=2500N
F:
输送带拉力;
V=1.5m/s
V:
输送带速度;
D=450mmD
:
滚筒直径。
4、工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；
空载起动，
工作载荷平稳；
两班制（每班8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，大批量生产；
输送带工作速度V的允许误差为+-5%三相交流电源的电压为380/220V。
第三章电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：
按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相交流异步电动机。
2、工作机所需要的有效功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率
Pw=F•V/1000=2500X1.5/1000=3.75kw
设：
n2w—输送机滚筒轴至输送带间的传动效率
nc—联轴器效率0.99
ng—闭式圆柱齿轮效率0.97
nb——对滚动轴承效率0.98
ncy—输送机滚筒效率0.96
估算传动系数总效率:
n01=nc=0.95
n12=nb•ng=0.99x0.97=0.9603
n34=nb•nc=0.99x0.99=0.9801
n3w=nb•ncy=0.99x0.96=0.9504
则传动系统的总效率n为：
n=n01•n12•n34•n3w
=0.95X0.9603X0.9801X0.9504=0.84
3、工作时电动机所需功率为：
Pd=Pw/n=3.75/0.84=4.46kw
由表12-1可知，满足Pe>
Pd条件的丫系列三相交流异步
电动机额定功率取为5.5kw。
4、电动机转速的选择：
nw=60000v/nd=60000X1.5/3.14X450=63.70r/min
初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由表
12-1可知对应额定功率Pe为5.5kw的电动机型号分别为丫132SM2-6和Y132S-4,现将两个型号的电动机有关技术数据及相应的算得的总传动比例表1-2中。
表1-2方案的比较
方案号
电动机型号
额电功率
（kw）
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）
I
丫132M2-6
5.5
1000
960
II
丫132S-4
1500
1440
总传动比
D（mr）
E（mm）
13.38
38
80
20.09
通过上述两种方案比较用以看出：
方案I选用的电动机转速高，质量轻，价格低，总传动比为13.38，故选方案I较为合理，由表12-2查得电动机中心高H=132mm轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为：
D=38m和E=80mm
第四章各级传动比的分配
1、总传动比：
i总二nm/nw=960/63.70=15.07由传动方案图可知：
i1=3；
i2=5；
i3=1传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下：
1轴（电动机轴）
n1=nm=960r/min
P0=pd=4.46kw
Td=9550-pd/nm=29.58N•m
2轴（减速器高速轴）
n2=n1/i1=320r/min
P2=p0•n01=4.46x0.95=4.23kw
T2=9550-p2/n2=126.24N•m
3轴（减速器低速轴）
n3=n2/i2=64r/min
P3=P2x0.98x0.98x0.97=3.94kw
T3=9550-p3/n3=587.92N•m
4轴（工作轴）
n4=n3=64r/min
P4=P3x0.98x0.96=3.71kw
T4=9550•p4/n4=553.60N•m
2、将上述计算结果列于表1-3中以供应。
表1-3传动系统的远动和动力参数
电动机
2轴
3轴
工作机
转（r/min）
320
64
功率（kW
4.46
4.23
3.94
3.71
转矩（n•m
29.58
126.24
587.92
553.60
传动比i
第五章齿轮的设计
1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。
查表5-6得
小齿轮45钢调制处理齿面硬度HBS1=230
大齿轮45钢正火处理齿面硬度HBS2=190
两齿轮齿面硬度差为40HBS符合软齿面传动的设计要求
2、确定材料许用接触应力
查表5-11得，两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为：
Shiimi=480+0.93（HBS-135）=480+0.93（230-135）=568.4MpaShlim2=480+0.93（HBS2-135）=480+0.93（190-135）=531.2Mpa
由表5-12按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数：
shlim1=1.0
两齿轮材料的许用接触应力分别为
[SH1]=Shlim1/shlim1=568.4Mpa
[SH2]=Shlim2/shlim1=531.2Mpa
3、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计
查表5-8，取载荷系数K=1.2；
查表5-9，查取弹性系数ZE=189.8.Mpa;
取齿宽系数①d=1
（闭式软齿面）；
［SH］取其中较小值为531.2Mpa代入。
故
=76.34mm
4、几何尺寸计算
齿数由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值是20~40,
取乙=27，贝卩Z2=81
模数m二d1/Z仁2.83mm
由表5-2，将m转换为标准模数，取m=3mm
中心距a=m（Z1+Z2）/2=162mm
齿宽b2二①dd1=1x76.34=76.34mm,取整b2=76mm
b1=76+（5~10）mm取b1=80mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
由校核公式（5-35）
Sf二込YfYs
bd1m
查表5-10，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别是（Yf2,YS2由线性插值法求出）
Z1=27时YF1=2.57Ys1=1.60
Z2=81时YF2=2.218Ys2=1.77
查表5-11，两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
Sfiim1=190+0.2（HBS-135）=209Mpa
SfIim2=190+0.2（HBS-135）=201Mpa
查表5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为Sfliml=1.0
两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为
[SF1]=Shlim1/shlim1=209Mpa
[SF2】=ShIim2/ShIim2=201Mpa
将上述参数分别代入校核公式（5-35）,可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为
SF1二竺Yf1Ysv[Sf1]=209Mpa
Sf2=2KT^Yf2YS2V[SF2]=201Mpa
所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够。
6、齿轮其他尺寸计算
分度圆直径
d
1二mZ=3x27=81mm
2二mZ=3x81=243mm
齿顶圆直径
a1=d1+2ha=81+2x3=87mm
a2=d2+2ha=243+2x3=249mm
齿根圆直径
f1=d1-2hf=81-2x1.25=77.25mm
f2=d2-2hf=243-2x1.25=239.25mm
齿宽b1=80mmb2=76mm
7、选择齿轮精度等级
齿轮圆周速度v1二n讥1=1.36m/s
601000
查表5-7，选齿轮精度等级：
第H公差组为9级，由“齿轮传动公差”查得
小齿轮9-9-8GJGB10095-88
大齿轮9-9-8HKGB10095-88
第六章轴的设计
从动轴的设计
1、选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力：
由于为普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。
查表15-1得
"
=600Mpa查表15-5得[（Tb]-1=55Mpa
2、估算轴的最小直径：
由表15-2查得A=110,根据公式（15-1）得：
d1>
=42.295mm
考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%即42.295X
1.05=44.40mm该轴的外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。
查手册表选用柱销联轴器，其型号为为HL3
最小直径d仁45mm
3、轴的设计计算并绘制结构草图：
（1）确定轴上零件的布置方案和固定方法：
参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承；
齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合
（H7/r6）作轴向固定。
右端参考一般减速器结构，将齿轮布置在
轴的中部，对称于两端的轴承齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（H7／r6）作周向固定，右端轴承用轴肩和过度配合（H7/K6）固定内套圈；
左端轴承用轴套和过渡配合（Hi
K6）固定内套圈。
轴的定位则由两端的轴承端盖轴向固定轴承的
外套圈来实现。
输出端的联轴器用轴肩和挡板轴向固定，用平键作周向定位。
（2）直齿轮在工作中不会产生轴向力，故两端采用深沟球轴承。
轴承采用润滑，齿轮采用油浴润滑。
（3）确定轴的各段直径：
外伸端直径d1=45mm按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为d2=d1+2h=d1+2X0.07d1=51.3mm由于该段处安装垫圈，故取标
准直径d2=56mm
考虑轴承的内孔标准，取d3=d7=60,初选轴承型号6212。
直径为d4的轴段为轴头，取d4=66mm
轴环直径d5=d4+2h=64X（1+2X0.07）=70mm
根据轴承安装直径，查手册得d6=68mm
（4）确定轴的各段长度：
L4=74mm（轮毂宽度为B2=76mmL4比B2长1~3mr）i
L仁58m（HL3弹性注销联轴器J型轴孔长度为B仁60mmL比B1短1~3mm
L7=23mm（轴承宽度为B3=22mm,挡油环厚1mm）
L5=8m（轴环宽度为b>
1.4h）
根据减速器结构设计的要求，初步确定△2=10~15mml2=5~10mm
L6=A2+12-L3=11mm
L3=B3+12+△2+（1~3）=42mm
L2=55mm根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为（55~65mm
两轴承之间的跨距：
L=B3+2I2+2△2+B2=23+2（5~10mm）+2X（10~15mm+
82=135mm
4、从动齿轮的受力计算
分度圆直径d1=mz=3X81=243mm
转矩T=9.55X106XP/n=587921N・mm
圆周力Ft=2T／d1=4839N
径向力Fr=FtXtan20o=1761N
5、按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算
1）绘制轴的受力简图见图8-2（a）
2）将齿轮所受力分解成水平H和铅垂平面V内的力
3）求水平面H和铅垂平面V的支座反力
1水平面H内的支座反力:
FH1=FH2=Fr/2=880N
2铅垂平面V内的支座反力：
RV1=RV2=Ft/2=2420N
4）绘制弯矩图:
1水平面H的弯矩图见图8-2（b）
Mh=65FH1=65<
880=57200N
2铅垂面V的弯矩图见图8-2（c）
Mv=65XRV1=65<
2420=157300N
3合成弯矩图见8-2（d）
M合=（皿2+"
）1/2=（572002+157306）1/2=167377N-mm
4绘制扭矩图见图8-2（e）
T=587921N•mm
5绘制当量弯矩图见图8-2（f）
单向转动，故切应力脉动循环，取a=0.6,b截面当量弯矩为：
Mea=xT=0.6x587921=352752N・mm
6、校核轴的强度
根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面为危
险截面，下面分别进行校核：
1）校核a截面
da>
JMea=40mm\0.1[^b]1
考虑键槽后，由于da=40x1.05=42mm<
d仁45nr）m故a截面安
全。
2）校核b截面
Meb=M合=167377N-mm
db>
JMeb=31mmV0.1[^b]1
考虑键槽后，由于db=3ix1.05=32.55mm<
d4=63mm故b截面安全。
因为危险截面a、b均安全，所以原结构设计方案符合要求。
主动轴的设计
1、选取材料和热处理的方法，并确定轴材料的许用应力
根据设计要求，普通用途，中小功率，单向运转，选用45钢正
火处理。
查表15-1得Sb=600Mpa,查表15-5[5]o=55Mpa.
2、估算轴的最小直径由表15-2查取A=110根据公式（15-1）得
考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%,即26.2X1.05=27.51mm该轴的外端安装V带轮，为了补偿轴的偏差，选用腹板式带轮，最后取轴的最小直径为d仁30mm
3、轴的结构设计并绘制草图。
1）确定轴上零件的布置方案和固定方式
2）参考一般减速器机构
3）确定轴的各端直径
外端直径d仁30mm
按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取穿过轴承盖周段的轴
径为d2=d1+2h=d1+2<
0.07d1=34.2mm，由于该处安装垫圈，故
取标准直径d2=36mn考虑到轴承的内孔标准。
取d3=d7=45mm两
轴承类型相同）。
初选深沟球轴承型号为6209。
直径为d4的轴段为轴头，取d4=54mm
轴环直径d5=50mm，根据轴承安装直径，查手册得d6=47mm。
4、确定各轴的长度：
L4=84m（轮毂宽度为B2=82mmL4比B2长1~3mm
L仁58m（HL3弹性注销联轴器J型轴孔长度为B仁60mmL比B1短1~3mm）
L7=20m（轴承的宽度B3为19mm加1mm的挡油环）
根据减速器结构设计的要求，初步确定
△2=10~15mml2=5~10mm
L6=A2+L2-L5=11mm
L3=B3+L2+A2=42mm
L2=55mm
两轴承的跨距
L二B+2L2+2A2+B=22+2X（5~10）+2X（10~15）+56=135mm
5、主动轴的受力计算
分度圆直径d1=mz=3X27=81mm
转矩T=9.55X10XP/n=126239N・mm
圆周力Ft=2T／d1=3117N
径向力Fr=FtXtan20o=1134N
6、按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算
（1）绘制轴的受力简图
（2）将齿轮所受力分解成水平H和铅垂平面V内的力
（3）求水平面H和铅垂平面V的支座反力
FH1=FH2=Fr/2=567N
RV1=RV2=Ft/2=1558N
（4）绘制弯矩图:
1水平面H的弯矩图
567=36855N
2铅垂面V的弯矩图
Mv=RV1=65<
1558=101270N
3合成弯矩图见8-2（f）
M合=（Mh2+MI2）1/2=（368552+10127（f）1/2=107767N・mm
4绘制扭矩图
T=126239N•mm
5绘制当量弯矩图
Mea=xT=0.6<
126239=75743N・mm
7、校核轴的强度
根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面
为危险截面，下面分别进行校核：
JMea=23.96mm忖血］i
考虑键槽后，由于da=23.96x1.05=25.158mm<
d仁32m,故
a截面安全。
2）校核b截面
Meb=M合=107767N・mm
3Meb=26.96mm
Yomi
考虑键槽后，由于db=26.96x1.05=28.3mm<
d4=47.5mm故b
截面安全。
&
绘制轴的零件图（略）
Mee
（f）_^TTTrnT[f
第七章V带传动的设计
1、选择V带型号：
由表11-7查得KA=1.1,PC二KApd=1.1X4.46=4.906kw
根据PC=4.906kwnm=960r/min，由图11-8可选取普通B型的
2、确定带轮基准直径，并验算带速V:
由图11-8可知，小带轮基准直径的推进值为112〜140
由表11-8，则取dd1=125mm
由dd2=dd1-nm/n1=125X960/240=500mm
由表11-8取dd2=500mm实际传动比i为：
i=dd2/dd1=500/125=4
由（11-14）式得：
v二兀dd1n0/60•1000=6.28m/s
v值在5〜25m/s范围内，带速合格。
3、确定带长Ld和中心距a：
由（11-15）式得：
0.7（dd1+dd2）<
a0<
2（dd1+dd2）
437.5mm<
1250mm
初选中心距：
a0=550mm
由（11-16）式得：
L0=2a0+K（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）/4a0=2145.17mm
由表11-2取Ld=2240mm
由式（11-17）得实际中心距为：
a~a0+（Ld-L0）/2=597.415mm
4、验算小带轮的包角a1,由式（11-18）得：
a1=1800-57.30x（dd2-dd1）/a=144.04°
>
120°
（满足要求）
5、确定V带的根数z:
查表11-4，由线性插值法可得：
p=1.64+[（1.93-1.64）/（1200-950）]•（960-950）=1.65kw
查表11-5，由线性插值法可得：
△p=0.25+[（0.3—0.25）/（980—800）]•（960-800）=0.294kw
查表11-6，由线性插值法可得：
ka=0.89+[（0.92—0.89）/（150—140）]-（144.04—140）=0.902
查表11-2，可得kL=1.00
由式（11-19）得V带根数z为：
z=pc/[（p+△p）kakL]
=4.906/[（1.65+0.294）0.902•1.00]=2.8（根）
取整数：
故z=3（根）
6、计算单根V带预紧力F0:
查表11-1得q=0.17kg/m，由式（11-20）得单根V带的预紧力F0
为：
F0=500pc/zV[（2.5/ka）－1]+qV2
2=500X4.906/[3X6.28（2.5/0.902—1）]+0.17X6.28
=237.15KN
7、计算V带对轴的压力Q:
由式（11-21）得V带对轴的压力Q为：
Q=2zF0sin（a1/2）=2X3X237.15sin（144.04o/2）=1232.23N
V带轮的结构设计，并绘制V带轮的零件工作图（略）。
第八章键联接的选择标准键的选择包括键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、垫片的选择。
1、键的选择
查表4-1（机械设计基础课程设计）
I轴与齿轮相配合的键：
b=10mm,h=8mm,t=5.0mm,t1=3mm
n轴与大齿轮相配合的键：
b=16mm,h=10mm,t=6.0mm,t1=4mmn轴与联轴器相配合的键：
b=12mm,h=8mm,t=5mm,t1=3mm
2、联轴器的选择
根据轴设计中的相关数据，查表
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