安徽国防科技职业学院《机械设计基础》课程设计任务书机械制造与自动化专业114 班指导教师陈云学生姓名刘悠2012年12月31日目录一、设计任务 (1)二、传动装置的总体设计 (1)1.电动机的选择 (1)2.传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 (2)3.各轴的转速、功率和转矩 (2)三、传动零件设计计算 (3)1.皮带轮传动的设计计算（外传动） (3)2.齿轮传动的设计计算（内传动） (4)四、轴的设计计算 (6)1.输入轴(齿轮轴)及轴上零件的设计计算 (6)2.输出轴及其上零件的设计计算 (9)3.平键的校核 (11)4.轴承的校核 (12)五、箱体主要结构和尺寸 (13)学习心得 (15)参考文献 (18)一、设计任务1.题目：设计带式输送机传动装置中的单级圆柱齿轮减速器图1带式输送机传动装置简图已知：输送带工作拉力F =850N ，输送带工作速度V=2.7m /s ,（输送带速度允许误差为±5%），滚筒直径D =300mm ，滚筒效率η筒=0.99，三班制工作，连续单向运转，载荷平稳，传动工作年限为10年。

2.设计任务：① 设计说明书1份。

② 减速器装配图1张（A1）。

③ 零件工作图1张(传动零件、轴或箱体，A4）。

④ 设计总结。

二、传动装置的总体设计1.电动机的选择(1) 选择电动机的类型因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用Y 型闭式笼型三项异步电动机，电压为380V 。

该电机工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。

(2) 确定电动机的功率1) 根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为W 0.96η=，则工作机所需功率WWFv 850 2.7P 2.391100010000.96η⨯===⨯kw ；2) 查参考文献[1]表2.3确定各部分效率：a)联轴器效率η联=0.98；b) 滚动轴承（一对）的效率η滚=0.99；c) 闭式直齿圆柱齿轮传动效率η齿，查参考文献[2]表10.19，选取齿轮精度等级为8级，η齿=0.97；d)V 带传动效率η带，选用普通V 带传动，一般取η带=0.96，由以上数据可得传动装置总效率：η总=η联·η滚3·η齿·η筒·η带=0.98×0.993×0.97×0.99×0.96 =0.8766；3)电动机所需功率：d P =W P /η总=2.391/0.8766= 2.727kw 。

(3) 确定电动机的转速1)滚筒轴工作转速：n 筒=601000vDπ⨯=601000 2.73.14300⨯⨯⨯=172r /min ；2)传动比：取V 带传动的传动比i ’带=2~4，单级齿轮传动比i ’齿=3~5，则总传动比i ’总=6~20。

(4) 电动机转速的可选范围n ’d (620)172(10323440)=⨯= r /min ，查参考文献[1]附表8.1，选用同步转速为：1000 r /min 、1500 r /min 、3000 r /min 的电动机。

(5) 初定方案根据容量和转速，查参考文献[1]附表8.1，初步确定三种方案如表1所示。

表1 三种初选方案比较(6) 确定电动机型号因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少，尺寸和重量小，价格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结构尺寸增大，成本提高；选用低速电动机则正好相反。

因此，综合考虑高、低速的优缺点，采用方案Ⅱ，即选定电动机型号为：Y100L1-4，其主要性能是：额定功率2.2kw ，满载转速1420r /min 。

2.传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1)总传动比：i 总=n d /n 筒=1420/172=8.256，因为6≤8.256≤20，所以合适。

2)分配各级传动比：齿轮传动比i 齿=4，由于i 总=i 齿×i 带，则i 带=2 3.各轴的转速、功率和转矩(1) 各轴转速电动机轴：n d =n 满载=1420r /min Ⅰ轴：n 1=n d /i 带=1420/2=710r /min Ⅱ轴：n 2=n 1/i 齿=710/4=177.5r /min Ⅲ轴：n 3=n 2=177.5r /min验算带速：3/(601000) 2.501v d n π=⨯=筒m /s ，误差：(2.5 2.501)/2.5v ∆=-=-0.04%，-5%≤v ∆≤5%，合适。

(2) 各轴功率电动机轴：d P =W P /η总=2.214/0.8766=2.53 kwⅠ轴：1 2.080.96 1.9968d P P kw η=⨯=⨯=带Ⅱ轴：2221 1.99680.990.970.98 1.86P P kw ηηη=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=齿联滚Ⅲ轴（卷筒轴）：32 1.860.990.77 1.418P P kw ηη=⨯⨯=⨯⨯=筒滚 (3) 各轴转矩电动机轴：9550/9550 2.08/142013.989d d d T P n N m N m ==⨯= Ⅰ轴：1119550/9550 1.9968/71026.86T P n N m N m ==⨯=Ⅱ轴：2229550/9550 1.86/177.5100.073T P n N m N m ==⨯= Ⅲ轴：3339550/9550 1.786/177.596T P n N m N m ==⨯= (4) 将以上所得数据记入表2表2 运动和动力参数三、传动零件设计计算1.皮带轮传动的设计计算（外传动）(1) 选择普通V 带因为（每天）24 h >16 h 且选用带式输送机，所以查参考文献[2]表8.21，选取工作系数 1.3A k = 所以 1.3 2.2 2.86c A P k P kw ==⨯=。

(2) 选择V 带类型根据 2.86c P kw =、dn 1420=r /min ，查参考文献[2]图8.12，选用A 型V 带。

(3) 确定带轮基准直径d d ，并验算带速1) 初选小带轮基准直径1d d ：查参考文献[2]表8.6和表8.9，取小带轮直径1d d =100mm 。

2) 验算带速v 带：1/6010007.44/d d v d n m s π=⨯=小带轮，带速在5~25m /s 的范围内，合适。

3) 计算大带轮基准直径：212.23100223d d d i d m m ==⨯=带mm ，查参考文献[2]表8.3，圆整为2224d d =mm 。

4) 验算转速误差：实际传动比i 实=224/100=2.24，从动轮实际转速n ’1=1420/ 2.24=633.93 r /min ，则转速误差为(633.93-636.77) /636.77=-0.45%，对于带式输送装置，转速误差在±5%范围内，故合适。

(4) 初选中心距：根据121200.7()2()d d d d d d a d d +≤≤+，初定0a =500mm 。

(5) 初选基准长度d L由公式12212002(/2)()()/(4)1515.436d d d d d L a d d d d a m m π=+++-=，查参考文献[2]表8.4的带的基准长度d L =1600mm 。

(6) 计算实际中心距a00()/2500(16001515.436)/2542.282d a a L L m m ≈+-=+-=max 0.03542.2820.031600590.282d a a L m m=+=+⨯= min 0.015542.2820.0151600518.282d a a L mm=-=-⨯=所以实际中心距的变化范围是518.282mm ~590.282mm 。

(7) 验算小带轮包角1α1180/166.591120a α≈-=≥21。

d d （d -d ）57.3，合适。

(8) 确定V 带根数z根据1100d d =mm 、dn 1420=r /min ，查参考文献[2]表8.9，根据内插法可得：0 1.32 1.14P 1.14(14201200) 1.29kw 14601200-⎡⎤=+-=⎢⎥-⎣⎦。

查参考文献[2]表8.18得3b K 1.027510-=⨯，根据传动比2.24，查参考文献[2]表8.19得iK 1.1373=，则 根据公式301P 1.027*******(1)0.18kw 1.1373-⎡⎤∆=⨯⨯⨯-=⎢⎥⎣⎦。

根据参考文献[2]表8.4查得带长度修正系数0.99L k =，由参考文献[2]图8.11查得包角系数0.97k α=，则普通V 带根数为： 2.86z 2.03(1.290.18)0.970.99==+⨯⨯，圆整得z 3=。

(9) 计算带轮轴上压力1) 确定单根V 带的出拉力的最小值0min ()F ：查参考文献[2]表8.6查A 型带单位长度质量q 0.10kg /m =，则0min ()F =2500(2.5)/()106.59c P k k zv qv N αα-+=2) 计算轴上压力：压轴力1Q0166.591F 2F z sin2106.593sin635.166N22α==⨯⨯⨯=2.齿轮传动的设计计算（内传动） (1) 选择齿轮类型，材料及精度等级1) 根据传动方案及设计要求可选直齿圆柱齿轮；2) 因为是普通减速器，由参考文献[2]表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度 3.2 6.3a R m μ≤ ；3) 查参考文献[3]表10-1选小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度为241~ 286HBS ，取270HBS ；大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为217 ~ 255HBS ，取230HBS ，均属于软齿面。

4) 确定齿数：取小齿轮齿数为1z =25，传动比为4i =齿，则大齿轮齿数为2z =1425100i z =⨯= 齿。

(2) 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算：3176.43d ≥1) 确定公式内各计算数值 ①由参考文献[2]表10.11取K 1.2=；②计算小齿轮传递转矩：1119550/9550 1.9968/636.7729950T P n N m N m m==⨯=③查参考文献[2]表10.20选取齿宽系数d φ=1；④查参考文献[3]图10-21(d)，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限lim 1H σ=570M P a ，同理大齿轮接触疲劳强度极限lim 2530H M Pa σ=； ⑤计算应力循环次数：小齿轮：9116060636.771(3836510) 3.34710h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯大齿轮：21N N /=i =齿90.83710⨯⑥由查参考文献[2]图10.27得NT 1NT 2Z 0.95,Z 1.15==；⑦计算疲劳许用接触应力，齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全系数S H =1，由查参考文献[2]式(10.13)得：11lim 122lim 2[]/0.95570/1541.5[]/ 1.15530/1609.5H N T H H H N T H H Z S M Pa Z S M Paσσσσ==⨯===⨯=2) 计算①试算小齿轮分度圆直径1d ，代入[]H σ中较小的值1[]H σ311)76.4740.896d m m ≥== 模数m =1/40.896/25 1.636d z m m ==，由查参考文献[2]表10.3取标准模数2mm3) 计算主要尺寸11d mz 22550mm==⨯= 22d mz 2100200mm==⨯=d 1b d 15050mm φ==⨯= 12b b 555mm=+=12a m(z z )/2125mm=+= (3) 按齿根弯曲疲劳强度校核1) 齿形系数F Y ：查参考文献[2]表10.13得F 1Y 2.65=、F 2Y 2.18=； 2) 应力修正系数S Y :查参考文献[2]表10.13得S 1Y 1.59=、S 2Y 1.80=；3) 许用弯曲应力：查参考文献[2]图10.25(c)得lim 1240F M Pa σ=、lim 2F σ= 210MPa ，由参考文献[2]表10.10查得F S 1.3=，由参考文献[2]图10.26查得： NT 1Y 0.9=、NT 2Y 0.95=，则大小齿轮的许用弯曲应力为NT 1F lim 1F 1FY 0.9240166MPaS 1.3σσ⨯⎡⎤===⎣⎦， NT 2F lim 2F 2FY 0.95210153M PaS 1.3σσ⨯⎡⎤===⎣⎦1F 1F 1S 12212KT 2 1.229950Y Y 2.65 1.5959MPabm z 50225σ⨯⨯==⨯⨯=⨯⨯＜166MPaF 2S 2F 2F 1F 1S 1Y Y 2.18 1.85955M Pa Y Y 2.65 1.59σσ⨯==⨯=⨯＜153MPa故齿根弯曲强度校核合格。