课程设计。盖竹兴

机械设计基础 课程设计计算说明书

设计题目： 设计带式输送机中的传动装置

专业年级： 机械设计与制造12-1 学 号： 1230310103 学生姓名： 盖竹兴 指导教师： 焦波

机械工程系

完成时间 2013年 7 月 5 日

机械设计基础课程设计任务书

学生姓名： 盖竹兴 学号：1230310103 专业：机械设计与制造12-1 任务起止时间：2013年 6 月 24 日至 2013年 7 月 5 日 设计题目：设计带式输送机中的传动装置 一、 传动方案如图1所示： 1—电动机；2—V带传动； 3—单级圆柱齿轮减速器 4—联轴器；5—带式输送机；6—鼓轮；7—滚动轴承 图1 带式输送机减速装置方案图 二、原始数据 滚筒直径d /mm 传送带运行速度v /(m/s) 运输带上牵引力F /N 每日工作时数T /h 传动工作年限 三、设计任务： 300 1.6 2000 16 7 3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸） 4.设计说明书1份 在两周内完成并通过答辩 1.减速器装配图1张（A1图纸） 2.低速轴零件图1张（A3图纸） 单向连续平稳转动，常温空载启动。 参考资料： 《机械设计》 《机械设计基础》 《课程设计指导书》 《机械设计手册》 《工程力学》 《机械制图》 指导教师签字： 年 月 日

目 录

（一）电机的选择 ........................................................................................................................... 1 （二）传动装置的运动和动力参数计算 ....................................................................................... 2 （三）V带传动设计 ....................................................................................................................... 3 （四）减速器（齿轮）参数的确定 ............................................................................................... 5 （五）轴的结构设计及验算 ........................................................................................................... 8 （六）轴的强度校核 ..................................................................................................................... 11 （七）轴承寿命校核 ..................................................................................................................... 17 （八）联轴器的选择 ..................................................................................................................... 18 （九）键连接的选择和计算 ......................................................................................................... 19

（一）电机的选择

1.选择电机的类型和结构形式：

依工作条件的要求，选择三相异步电机 封闭式结构 u=380v Y型

2.电机容量的选择

工作机的功率P工作机=F牵*V运输带/1000= 3.20 kW V带效率： 0.96 滚动轴承效率： 0.99

齿轮传动效率（闭式）: 0.97 x 1 (对) 联轴器效率： 0.98

3传输总效率=带轴承齿轮联= 0.89

则，电机功率

PdP工作机= 3.62 kW 3.电机转速确定

工作机主动轴转速n工作机=

60v1000= 101.86 r/min dV带传动比范围：2~4 一级圆柱齿轮减速器传动比范围：3~6 总传动比范围：6~24

1

∴电动机转速的可选范围为： 611.15 ~ 2444.62 r/min

在此范围的电机的同步转速有： 1000r／min 1500r／min 依课程设计指导书Y系列三相异步电机技术数据（JB30 74-82）选择电机的型号为；依《课设指导书》表18-1 Y112M-4 性能如下表：

满载时 功率 电机型号 KW 数 r/min 转速n 电压V 电流A 功率因额定转矩 质量 Kg Y112M- 4 4 1440 380 8.8 0.82 2.2 43 （二）传动装置的运动和动力参数计算

所选电机满载时转速nm= 1440 r/min 总传动比：i总=

nmn工作机= 1440/101.87=14.14 1.分配传动比及计算各轴转速

i总=iD×i

带传动的传动比iD= 3 r/min 一级圆柱齿轮减速器传动比i=

i总= 4.7 iD2

则高速轴I轴转速n1=

nm = 480 r/min iDn1 = 101.87 r/min i则低速轴II轴的转速n2=

2.各轴输入功率，输出功率

P输出=P输入，效率如前述。

则高速轴I轴的输入功率PI= P带= 3.48 kW 输出功率PI＇= PI轴承= 3.45 kW

则低速轴II轴的输入功率PII= PI＇齿轮= 3.35 kW， 输出功率PII＇=PII轴承 3.32 kW

3.各轴输入转矩:

小带轮输入转矩Td=9550Pn1Pd= 9550×3.62/1440=24.01 GPa nmI轴输入转矩TI=9550I= 69.24 GPa II轴输入转矩TII=9550I= 313.15 GPa

Pn1（三）V带传动设计

1. 确定计算功率Pc

已知电机输出功率，依教材《机械设计基础》表 11.5 ，取KA=1.2,故Pc=KaPd= 1.2×3.62 kw 3

2. 选择普通V带型号

已知Pc，nm，结合教材《机械设计基础》，由图 11.8 确定所使用的V带为 A 型。

3. 确定大小带轮基准直径d1，d2。

由《机械设计基础》表 11.6 取d1= 100mm ，带传动比iD已知，则d2=iD·d1= 3×100=300mm ，取d2= 300mm 4.验算带速v

vd1n16010001001440601000= 7.54 m/s (在5~25m/s之间,所以合适)

5.求V带基准长度和中心距（L0，a）

初定中心距a0=1.5（d1+d2)= 1.5×(100+300)mm= 600 mm , 选a0= 600mm 带

长

L02a02d2-d12(d1d2)4a0= 2×600+π／2·(100+300)+(300100)2/4×600=1844.99mm 由表 11.2 ，对 A 型带进行选用，Ld= 1800 则实际中心距：aa0Ld-L0 600+(1800-1844.99)=577.51mm 26.验算小带轮包角

1800d2d157.30 160 >120°合格。 a4

7.求V带根数Z

已知n1，d1 ，查表 11.3 ，得P0= 1.32 kw 已知传动比iD，查表 11.3 ， 得ΔP0= 0.17 kw

已知1，查表 11.4 得K= 0.95 ，查表 11.2 得KL= 1.01 则V带根数Z=

Pc4.34/((1.32+0.17) ×0.95×1.01) ，

(P0P0)KKL取 4 根 。

8.求作用在带轮上的压力FQ

由《机械设计基础》表 11.1 ，可知 A 型带每米质量q= 0.10kg 单根V带的拉力F0==

500Pc2.52

(1)qvZvK5004.342.5(1)0.17.542 =117N 47.540.95作用在轴上的压力FQ=2ZF0 sin

1=2×4×117= 921.78N 2（四）减速器（齿轮）参数的确定

1. 选择材料及确定许用应力

由《机械设计基础》表 13.9 得：

小齿轮用： 35钢 ，热处理方式： 调质 ，齿面硬度为 HB=180~210 大齿轮用：35钢 ，热处理方式： 正火 ，齿面硬度为 HB=150~180 由表 13.13 ，取安全系数SH= 1 。

5

则许用应力为：

有表13.26得σHlim1 =150MPa,σHlim2= 150MPa

[σH1]=σHlim1/SH= 550MPa . [σH2]= σHlim2/SH= 530MPa 2. 按齿面接触强度设计

设齿轮按 8 级精度制造，按齿面接触强度设计。

由表 13.10 得载荷系数K= 1.1，由表 13.15 得齿宽系数 Φd= 1 。

小齿轮输入功率P= 3.48kw ，

转矩T1=9.55×106×=9.55×106×3.48/480=69.24N/m， 由表 13.11可得弹性系数ZE= 189.8 则d1≥3(小

齿

轮

直

径

Pn1112ZE2KT1u13112189.821.169.244.711=(=52.96 ))53014.71[]HΦdud154(1u)=(14.7)=153.9 。 m=（0.01~0.02）

22取d154。a=

a=1.539~3.078取m=3 齿数取Z1=

d154==18 ，Z2=iZ1= 86 模数m=d1/z1= 3 3m按表 13.1 ，标准模数m= 3 ，实际传动比i=Z2/Z1= 86/18 =4.77

传动比误差 ((4.71-4.77)/3.5) ×100％=-1.27<2.5% ，符合要求 。 实际标准中心距离a=

(d1d2)= (258+54)/2=156mm 2齿宽bdd1 1×54=54 mm （圆整）

6

为补偿安装误差，取小齿轮齿宽b1=b+5= 59 mm

3. 齿轮的圆周速度

由图13.27查得两齿轮的弯曲疲劳极限为Flim1=200MPa

Flim2=190MPa

由表13.13查得弯曲强度的最小安全系数为SFmin=1

由表13.14查的两齿轮的相对应力集中系数为Ysr1=0.87 Ysr2=0.98 计算两齿轮的许用弯曲应力F1Flim1SFminYSR1=200/(1×0.87)=230MPa

F2Flim1SFminYSR1 =190/(1×0.98)=194MPa

由图13.12 ，取齿形系数YFa1= 2.89 , YFa2= 2.21 . 比较

YF1与

YF2值：

YF1YF=2.89/230=0.0127>2=2.21/194=0.0114 F1F2计

F1算小齿轮的齿根的弯曲应力：

2000KT1YF120001.169.242.89==50.32<F1 F1543218b2m2Z1满足条件 合适

4. 验算轮齿弯曲强度

vπd1n1×54×480/(60×1000)

60x1000对照表 13.5 可知，选着 8 级精度是合适的。

7

（五）轴的结构设计及验算

1.高速轴及低速轴的材料选择

根据表 16.1 得，高速轴材料为： 45钢，热处理方式： 调质 低速轴材料为： 45钢，热处理方式： 正火

查表16.1高速轴极限强度[σB1]= 650 MPa，低速轴极限强度[σB2]= 600 MPa

根据表 16.8 得，高速轴的许用弯曲应力[σ-1b]= 55N·mm 低速轴的许用弯曲应力[σ-1b]= 55N·mm

2．轴颈初估

初选小轮轴颈，根据扭转强度计算初估轴颈。由表 16.7 得常数C= 110 d1C33.48P1=1103= 21.28 ，结合大带轮轮毂内径，圆整后暂取n1480d1= 22 大轮轴颈d2C33.45P2=1103= 35.57 ，结合联轴器内径，圆整后n2102暂取d2= 38mm

3.轴的径向尺寸设计

根据轴及轴上零部件的固定，定位，安装要求，初步确定轴的径向尺寸。

8

高速轴：（带尺寸的草图）

各尺寸确定的依据：

d1=22mm；查《机械设计指导书》表5.1得C=1.6 h=（2~3）C

d2d12h结合表13.1取d2=30mm；d3d2(1~2)结合表17.1得d3=35mm；d4d3(1~2)取d4=37mm；结合表17.1取d6=44mm。考虑到该轴应为齿轮轴，所以取d4d5d6=44mm； d7d3=35mm。

低速轴：（带尺寸的草图）

各尺寸确定的依据：

d1=38mm；查表5.1的 C=20 h=(2~3)C d2d12h 结合表13.1取d2=45mm；d3d2(1~2)结合表17.1得d3=50mm；d4d3(1~2)取9

d4=52mm；查表5.1得C=2 h=（2~3）C d5d42h=64mm结合表17.1得d6=56mm；d7d3=50mm。

5.轴的轴向尺寸设计

根据轴及轴上零部件的固定，定位，安装要求，初步确定轴的轴向尺寸。

高速轴：（带尺寸的草图）

各尺寸确定的依据：

查《机械基础》表11.1得l1(1.5~2)d1=33~44取l1=40mm；l4b(2~3) 取l4=56mm；l51.4h=7mm ； 查表17.1知B=14 l7=B=25；H=10~15mm 取H=10mmΔ=10~15 取Δ=12，查表4~5得δ=8 查表4.1和表4.2得CC220CC)1221C2(5~10=60mm，查表4.5得e1.2d3 d3=8取e=9.6 ，k=18mm ，

l2ke(cB)=50.6 取l2=51mm l3BH(2~3)=49mm l6Hl5=15。

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低速轴：（带尺寸的草图）

各尺寸确定的依据：

由表16.1得l1=80mm；l4b(2~3) 取l4=52 l51.4h=8mm ; l7=B=16mm; H=10~15mm 取H=10mmΔ=10~15 取Δ=12，查表4~5得δ=8 查表4.1和表4.2得

CC220CC)1221C2(5~10=60mm; 查表4.5得e1.2d3 d3=8取e=9.6 ，k=18mm ，l2ke(cB)=60mm; l3BH(2~3)=40mm ;

l6Hl5=14mm

（六）轴的强度校核

1．高速轴校核

已知轴的各部分尺寸，带轮的压轴力，齿轮的受力。 (1) 求垂直面的支撑反力

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分度圆直径：d=54mm 转矩：T95550力：FtP=69.24N•mm 齿轮的受n2T=（2×69.24）/54=2564.44kN FrFttan20 =933.38N dl1B4025Ke(C)189.6(6012)83.1mm 2222bB5925l2l3H101264mm2222l1 Fv1Fv2Ft2564.441282.22N 22(2)求水平面的支撑反力 不考虑FQ:FH1FH2Fr466.69N 2

考虑FQ:

FH1FH21921.78FH283.1(6464)FH20

解得FH1150.22NFH2598.44N

12

(3)垂直平面的弯矩图

MFv1l21282.226429870MPa

(4)水平面的弯矩图 不考虑FQ：

MFH1L2466.696429870MPa

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考虑FQ:

MFQl176.55MPa

(5)由图可知，合成弯矩按最不利的情况，即带轮压轴力与齿轮受力共

面

，

则

，

MaM2avM2ahMaF=

22820002987076550163.82Nmm (6)求轴传递的转矩T

TFtd1=69240MPa 2(7)求危险截面当量弯矩

（0.669240)216900MPa MeM2aT=163820(8)计算危险截面处的直径

Me3169000d30.11b=0.15531.32mm

若考虑到键对轴的削弱，将d增加5%

故危险轴段直径为：Φ 31.32m＜结构设计尺寸Φ 35 mm，合格。

2. 低速轴校核

已知轴的各部分尺寸，齿轮的受力。

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(1) 求垂直面的支撑反力

dmZ258mm

齿轮切向力Ft2T23136502431.40Nd258

Ft2431.40Fv1Fv21215.70N22(2)求水平面的支撑反力

齿轮径向力FrFttan2431.40tan20884.96N

Fr884.96442.48N22

bB5416力的作用点距离l2l3H101257mm2222FH1FH2(3)垂直平面的弯矩图

15

MFv1l269290MPa

(4)水平面的弯矩图

MFH1l225220MPa

(5)由图可知，合成弯矩按最不利的情况，

22则，MaM2avM2ah=692902522073740Nm

(6)求轴传递的转矩：T

TFtd2=313650.6N•mm 2(7)求危险截面当量弯矩

MeM2aT2=737402(0.6313650)2202120Nmm

(8)计算危险截面处的直径

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Me3202120d30.11b=0.15533.25mm

若考虑到键对轴的削弱，将d增加5%

故危险轴段直径为：Φ 35 mm＜结构设计尺寸Φ 50 mm，合格。

（七）轴承寿命校核

根据 《课程设计指导书》选出轴承牌号

高速轴承的主要参数 轴承代号 轴承内径mm 轴承外径mm 轴承宽度mm 径向基本额定动载荷Cr 6407 40 100 27 56.8 低速轴承的主要参数 轴承代号 轴承内径mm 轴承外径mm 轴承宽度mm 径向基本额定动载荷Cr 6010 50 80 16 22.0 1.高速轴

根据轴的受力情况可知，高速轴上靠近带轮一侧的轴承所受的径向力最大，故为最危险轴承。

(1) 径向力计算：

已知轴的各部分尺寸，带轮的压轴力，齿轮的受力。

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(2) 寿命计算

由表 16.8，温度系数ft = 1 ,由表 16.9，载荷系数fp= 1.6

106f1CLh60nfpp106156.83（）587000604801.62.98小时

（3，PFv12Fv22FH12.98kN） 设计要求寿命为 40880 h ， 满足要求。

2.低速轴

(1) 径向力计算：

已知轴的各部分尺寸，齿轮的受力。 (2) 寿命计算

由表 16.8温度系数ft = 1 ,由表 16.10载荷系数fp= 1.8

106f1CLh60nfpp1061223（）138972601021.81.29

小时（3，PFv12Fv221.29kN） 设计要求寿命为 40800h 满足要求

（八）联轴器的选择

根据轴孔直径d2= 38mm 输出转矩T= 376380MPa 依据《课程设计指导书》，选定联轴器型号： HL3

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联轴器选择表

公称转矩 许用转数 D D1 D2 转动惯量 质量 630N•m 5000r/min 160mm 0.6kg•m 2 8kg （九）键连接的选择和计算

本设计减速器共需键： 3 个

1.高速轴上键安装轴段直径为：= 22 mm 查表选择普通圆头平键为：h= 6 ，b= 6 ， 根据对应轴段长度，确定键长L= 34mm 2.齿轮轴上所需键安装轴段直径为：= 52 mm， 查表选择普通圆头平键为：h= 10 ，b= 16 ， 根据对应轴段长度，确定键长L= 45

3.大轴上联轴器所需键,其安装段直径为：= 38 mm， 查表选择普通圆头平键为：h= 8 ，b= 10 ， 根据对应轴段长度，确定键长L= 68mm

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参考文献：

1 机械设计基础课程设计指导书，2009年哈尔滨理工大学机械基础工程系编制； 2 机械设计基础 第2版， 胡家秀主编

附

表 1 机 体 各 部 分 尺 寸

名称 机座壁厚 机盖壁厚 符号 δ δ1 b b1 b2 df n d1 d2 l d3 d4 d c1 c2 R1 h l1 尺寸 8 8 12 12 20 18 4 14 10 108 8 6 8 22 20 20 50 50 10 10 7 120 162 （mm） 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 盖与座联接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df,d1,d2至外机壁距离 df,d2至土元边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁与轴承座端面距离 大齿轮端面圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖，机座筋厚 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离 △1 △2 m1,m D2 s

附 表 2 减 速 器 整 体 最 大 几 何 尺寸及特性尺寸 (mm) 长度方向最大尺寸 485

宽度方向最大尺寸 193 高度方向最大尺寸 345 特性尺寸

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心 得 体 会

两周的课程设计结束了，在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，与同学合作设计，和同学们相互探讨，相互学习，相互监督。学会了合作，学会了运筹帷幄，学会了宽容，学会了理解，也学会了做人与处世。

我们专业课程知识综合应用的实践训练，这是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．

通过这次课程设计，本人在多方面都有所提高。通过这次机械设计，了解了减速器的基本结构，提高了计算能力，绘图能力，熟悉了规范和标准，同时各科相关的课程都有了全面的复习，独立思考的能力也有了提高。

在这次课程设计过程中，体现出自己单独设计机构的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加以弥补。 在次感谢我们的焦波老师.，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；同时感谢对我帮助过的同学们，谢谢你们对我的帮助和支持，让我感受到同学的友谊。

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总 成 绩：

指导教师签字： 22

年 月

日