目 录 机械设计课程设计计算说明书 1. 一、课 程 设 计 任 务 书…………………………………1 二、摘要和关键词……………………………………………2 2. 一、传动方案拟定………………………………………………3 各部件选择、设计计算、校核 二、电动机选择…………………………………………………3 三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………4 四、运动参数及动力参数计算…………………………………6 五、传动零件的设计计算………………………………………7 六、轴的设计计算………………………………………………10 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………12 八、键联接的选择及校核计算…………………………………13 九、箱体设计……………………………………………………14 《机械设计》课程设计

设计题目：带式输送机传动装置的设计

内装：1. 设计计算说明书一份

2. 减速器装配图一张（A） 3. 轴零件图一张（A） 4. 齿轮零件图一张（A） 机 械 工 程 系 06汽车（2） 班级 设计者： 彭 亚 南 指导老师： 苗 晓 鹏 完成日期： 2009年3月1日 成绩：_________________________________ 安 阳 工 学 院 计算过程及计算说明 一、 传动方案拟定 （1） 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。 （2） 原始数据：滚筒圆周力F=2.5kN；带速V=1.7m/s； 滚筒直径D=300mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.983×0.97×0.99×0.96 =0.83 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/（1000η总） =2500×1.7/（1000×0.83） =5.12KW η总=0.83 P工作=5.12KW n滚筒

=108.2r/min

电动机型号 Y132M2-6 i总=8.87 据手册得 i齿轮=3.86 i带=2.3 nI =960r/min nII=417.39r/min nIII=108.13r/min PI=4.92KW PII=4.67KW PIII=4.48KW TI=112.6N·m TII=412.15N·m TIII=395.67N·m V=5.24m/s dd2=340mm 取标准值 dd2=355mm Ld=1600mm 取a0=500 Z=7 F0=147N （Fp）min 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1.7/π×300 =108.2r/min 按手册P7表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范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒 n筒=（6~24）×108.2=649.4~2597.4r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：由《机械设计手册》查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y13M2-6 。 其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960r/min， 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/108.2=8.87 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书P7表1，取齿轮i带=2.3（V带传动比I’1=2~4合理） （2） ∵i总=i齿轮×i带 ∴i齿轮=i总/i带=8.87/2.3=3.86 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） =1968N i齿=3.86 Z1=24 Z2=77 T1=137041N·mm αHlimZ1=600Mpa αHlimZ2=550Mpa NL1=9.874×108 NL2=2.558×108 KHN1=0.96 KHN2=0.98 [σH]1=576Mpa [σH]2=539Mpa d1=71.266mm m=2.5mm YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.226 YSa2=1.764 m≥2.22mm d1=75mm d2=290mm a=183mm B2=75mm B1=80mm Ft2=2011N Fr2=826N Ft1=2401N Fr1=729N dmin2=39.04mm dmin1=25.32mm 深沟球轴承213，其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm σca1=0.27MPa σca2=5.96MPa 轴承预计寿命 576000h f P=1.5 nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/2.3=417.39(r/min) nIII=nII/i齿轮=417.39/3.86=108.13(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作×η带=5.12×0.96=4.92KW PII=PI×η轴承×η齿轮=4.92×0.98×0.97=4.67KW PIII=PII×η轴承×η联轴器=4.67×0.97×0.99=4.48KW 3、 计算各轴扭矩（N·mm） T工作=9550×5.12/960=50.93 TI= T工作×η带×i带=50.93×2.3×0.96=112.6N·m TII= TI×i齿轮×η轴承×η齿轮 =112.6×3.86×0.98×0.97=412.45N·m TIII=TII×η轴承×η联轴器 =412.45×0.97×0.99=395.67N· 五、传动零件的设计计算 1.确定计算功率PC 由课本表8-7得：kA=1.1 PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW 2.选择V带的带型 根据PC、n1由课本图8-10得：选用A型 3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。 1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。 2）验算带速v。按课本式（8-13）验算带的速度 v=πdd1n1/（60×1000） =π×100×1000/（60×1000）=5.24m/s 在5-30m/s范围内，带速合适。 3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i带·dd1=2.3×100=230mm 由课本表8-8，圆整为dd2=250mm 4.确定带长和中心矩 1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=500mm 2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度 Ld0≈2a0+π(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0） =2×500+3.14×（100+250）/2+（250-100）2/（4×500）≈1561mm 由课本表8-2选带的基准长度Ld=1400mm 按课本式（8-23）实际中心距a。 a≈a0+（Ld- Ld0）/2=500+（1400-1561）/2=425mm 5.验算小带轮上的包角α1 α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（250-100）/427×57.30 =1520>900（适用） 1. 确定带的根数z PI=1558.5N PII=1466.25 N Lh1=3.67×1014h Lh2=1.99×1015h k1=6mm k2=4mm l1= 51mm l2=38mm d1=70mm d2=38mm σp1=6.93MPa σp2=109.24 MPa [σp]=100-120 1）计算单根V带的额定功率pr。 由dd1=100mm和n1=1000r/min根据课本表8-4a得 P0=0.988KW 根据n1=960r/min，i带=3.4和A型带，查课本表（5-6）得△P0=0.118KW 根据课本表8-5得Ka=0.91 根据课本表8-2得KL=0.99 由课本P83式（5-12）得 Pr=（P0+△P0）×Ka×KL=（0.988+0.118）×0.91×0.99=0.996kw 2)计算V带的根数z。 z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圆整为7根 7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min

由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（5-18）

单根V带的初拉力： (F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2 =[500×（2.5-0.91）×6.05/（0.91×7×5.24）+0.1×5.242]N =147N 应使带的实际初拉力F0>(F0)min。 8.计算压轴力Fp

压轴力的最小值为

（Fp）min=2z（F0）min sin（α1/2） =2×7×147×sin（146°/2）=1968N 2、齿轮传动的设计计算 1选定齿轮材料及精度等级及齿数 1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。 2）材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS。 3）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数z2=24×3.86=92.64，取93。 2按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-9a） d1≥2.32(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3 (1)确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.3 2）计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55×106×P1/n1 =95.5×106×4.92/342.86=137041N·mm 3)由课本表10-7选取齿款系数φd=1 4)由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 5)由课本tu 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 1=600MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 2=550MPa； 6）由课本式10-13计算应力循环次数NL NL1=60n1jLh=60×342.86×1×(16×300×10) =9.874×108 NL2=NL1/i=9.874×108/3.86=2.558×108 7）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96 KHN2=0.98