（勤奋、求是、创新、奉献）
《机械设计A》课程设计
课程名称：铸钢车间型砂传送带传动装置设计院系：汽车工程学院
姓名：
学号：
指导老师：沙玲
2012.6.20 ～2012.7.8
<由[2 ] P7表2-4>
带传动V 带的效率——1η=0.94~0.97 取1η= 0.95 一对滚动轴承的效率——2η=0.98~0.995 取2η= 0.99 一对齿轮传动的效率——3η=0.96~0.98 取3η= 0.97 联轴器的效率——4η=0.99~0.995 取4η= 0.99
∵ 859.099.097.099.096.02
3423321=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηηηηη
(3) 电动机所需的输出功率d P
工作机所需功率w P 及所需的转速
w n
1000
955127
.407000001000955w ⨯⨯=
⨯=
Tn P =2.941kW 由D
V
n w π100060⨯=
得： 127.4014
.330063
.0100060=⨯⨯
⨯=w n r/min 424.3859.002.4===ηw d P P kw
其中
为鼓轮转速，
为卷筒轴的输出功率。

(4) 确定电动机的额定功率P ed
<由[2]P196表20-1> 又∵P ed > P d
取 P ed = 5.5 kw
2.2.3 电动机额定转速的选择
< 由[2] P8 式（2-6）> w l h v d n i i i n ⋅⋅⋅= 式中: d n ---电动机转速；
i v ---V 带的传动比；
h i ---高速齿轮的传动比； l i ---低速齿轮的传动比； w n ---工作机的转速
(3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配
取l h i i >，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。

同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。

但h i 过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。

所以必须合理分配传动比，一般可在')5.1~1.1('l h i i ⋅=中取。

取 '1.1'l h i i = ，又∵92.11''=⋅l h i i ∴='h i 3.621，292.3'=l i
2.4 各轴转速，转矩与输入功率
2.4.1 各轴理论转速
设定：电动机轴为0轴，
高速轴为Ⅰ轴，图（1）左侧 中间轴为Ⅱ轴，图（1）中间 低速轴为Ⅲ轴，图（1）右侧 联轴器为IV 轴
(1)电动机
1440'=⋅=i n n m d r/min
(2)Ⅰ轴
4803
1440
'===
v d i n n Ⅰ r/mim (3)Π轴
56.132621
.3480'===I h i n n Ⅱ r/min
(4)Ⅲ轴
268.40292
.356.132'===I I l i n n Ⅲ r/min
2.4.2 验算传动系统误差
2.4.3 各轴的输入功率
(1)电动机
I I I T 306.1131=N ·m
（3）确定带轮基准直径 d d1和d d2
a. 初选
<根据[1]P155表8-6和P157表8-8> 取d d1=125m b ．验算带速 s m V s m /30/5<< 42.91000
601440
1251000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππn d v d m/s
s m V s m /30/5<<,A 带的速度合适。

c. 计算d d2
mm d i d d d 375125312=⨯=⋅=
<根据[1]P157表8-8> 圆整d d2 =400 mm
（4）确定普V 带的基准长度和传动中心距
根据[1] P152 式(8-20)
0.7（d d1+d d2）< a 0< 2（d d1+d d2）
0.7（125＋400）< a 0< 2（125＋400）
初步确定中心距 a 0 = 500mm
=500
4)125400()400125(250022
⨯-+++⨯π
=1862 mm
<根据[1]P146表8-2> 取L d = 2000 mm 计算实际中心距a
5692
0=-+
=d d L L a a mm
（5）验算主动轮上的包角1α
<由[1]P148式(8-7)>
3.57180121⨯--︒=a d
d d d α
=()()︒≥︒≈÷︒⨯--︒12030.1525693.57125400180 ∴ 主动轮上的包角合适
（6）计算V 带的根数Z
<由[1]P158式(8-26)> 得
251=Z 912=Z
︒=15β
一 选精度等级、材料及齿数
1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮 2 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动。

小齿轮材料：40Cr 调质 HBS 1=280 接触疲劳强度极限MPa H 5501lim =σ 弯曲疲劳强度极限MPa FE 5201=σ 大齿轮材料：45号钢调制 HBS 2=240 接触疲劳强度极限MPa H 4802lim =σ 弯曲疲劳强度极限MPa FE 3202=σ 3精度等级选用7级精度 4初选小齿轮齿数251=Z
大齿轮齿数525.90621.325'12=⨯=⋅=h i Z Z 5初选螺旋角︒=15t β
二 按齿面接触强度设计 计算公式：
[]mm Z Z u u T K d H H
E d t t 32
1112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+⋅
≥σεφα （由[1]P218式10-21） 1． 确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数6.1=t K
小齿轮传递的转矩m N T ⋅=102.9161
齿宽系数1=d φ （由[1]P205表10-7） 材料的弹性影响系数 8.189=E Z Mpa 1/2 （由[1]P201表10-6）
区域系数425.2=H Z （由[1]P217图10-30）
765.01=αε，87.02=αε （由[1]P215图10-26）
635.187.0765.021=+=+=αααεεε
应力循环次数
8300161480606011⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
910106.1⨯=
=08.2
联轴器外形示意图
联轴器外形及安装尺寸
∴低速轴mm d 55min =,取 mm d II I 55=-
4.1.3轴的结构设计(直径,长度来历)
一 低速轴的结构图
二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度
(1)Ⅰ—Ⅱ段与联轴器配合
取mm d II I 55=-
半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联 轴器上而不压在轴的端面上
取mm L II I 106=-
(2)为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ—Ⅱ段右侧设计定位轴肩， <由[2]P158表16-9>毡圈油封的轴径
型号
公称扭矩N ·m 许用 转速r/min 轴孔直径mm 轴孔长度mm D mm
转动 惯量 kg ·m2 HL5 2000
2500
55
142
220
5.4
高速轴的结构图
4.2 低速轴强度校核
4.2.1作用在齿轮上的力
N d T Ft 09.7644296
1031326.11225
4=⨯⨯=⋅=Ⅲ
N tg tga Ft Fr n 94.2886479.15cos 2009.7644cos =︒
︒
⨯=⋅=
β[
N tg tg Ft Fa 88.2116479.11509.7644=︒⨯=⋅=β
4.2.2 计算轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查[2]144P 表15-3,简支梁的轴的支承跨距. mm mm mm L L 2651709532=+=+
N F L L L F t NH 53.4916265170
09.76443231=⨯=+=
N F L L L F t NH 33.2740265
95
09.76443222=⨯=+=
4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C ）的强度。

由[1]P355 表（15-1），得：[]MPa 601=-σ
由[1]P365 式（15-5），取6.0=α，轴的计算应力为：
3
2
2221781.0)11861206.0()62.467729()(⨯⨯+=+=W T M ca Ⅲασ []MPa MP a 6095.171=<=-σ 所以该轴强度合格。