1、機械設計課程設計計算說明書設計題目： 設計帶式輸送機中的傳動裝置 專業年級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 機械工程系完成時間 年 月 日機械設計課程設計任務書學生姓名： 學號： 專業： 任務起止時間：201年月 日至年月日設計題目：設計帶式輸送機中的傳動裝置一、 傳動方案如圖1所示：f 1輸送膠帶； 2傳動滾筒； 3兩級圓柱齒輪減速器； 4v帶傳動； 5電動機圖1 帶式輸送機減速裝置方案二、 原始數據表2-1滾筒直徑d /mm800傳送帶運行速度v /(m/s)1.8運輸帶上牽引力f /n2200每日工作時數t /h24傳動工作年限5單向連續平穩轉動，常溫空載啟動三、設計任務：1.減速器

2、裝配圖1張（a0圖紙）2.低速軸零件圖1張（a3圖紙）3.低速軸齒輪零件圖1張（a3圖紙）4.設計說明書1份在三周內完成并通過答辯參考資料：機械設計課程設計指導書 機械設計手冊 工程力學 機械制圖指導教師簽字：目 錄一、電機的選擇11.1 選擇電機的類型和結構形式：11.2 電機容量的選擇11.3 電機轉速確定1二、傳動裝置的運動和動力參數計算22.1 分配傳動比及計算各軸轉速22.2 傳動裝置的運動和動力參數計算2三、v帶傳動設計33.1 確定計算功率43.2 選擇普通v帶型號43.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速43.4 確定v帶中心距和基礎長度43.5 驗算小帶輪包角43.6 計算v帶根數

3、z53.7 計算壓軸力5四、設計減速器內傳動零件（直齒圓柱齒輪）54.1 高速級齒輪傳動設計計算54.2 低速級齒輪傳動設計計算74.3 傳動齒輪的主要參數9五、軸的結構設計計算95.1 高速軸的計算（1軸）95.2 中間軸的計算（2軸）115.3 低速軸的計算（3軸）13六、軸的強度校核166.1 高速軸校核166.2 中間軸校核176.3 低速軸校核19七、校核軸承壽命207.1 高速軸207.2 中間軸207.3 低速軸21八、鍵連接的選擇和計算21九、箱體的設計22十、心得體會22一、電機的選擇1.1 選擇電機的類型和結構形式：依工作條件的要求，選擇三相異步電機：封閉式結構u=380

4、vy型1.2 電機容量的選擇工作機所需的功率pw=fv /1000= 3.96 kwv帶效率h1：0.96 滾動軸承效率（一對）h2：0.99 閉式齒輪傳動效率（一對）h3:0.97 聯軸器效率h4： 0.99 工作機（滾筒）效率h5(hw)： 0.96 傳輸總效率h= 0.825 則，電動機所需的輸出功率pd=pw/h= 4.8 kw1.3 電機轉速確定卷筒軸的工作轉速= 42.99 r/minv帶傳動比的合理范圍為24，兩級圓柱齒輪減速器傳動比的合理范圍為840，則總傳動比的合理范圍為=16160，故電動機轉速的可選范圍為：= 688 6878 r/min 在此范圍的電機的同步轉速有：75

5、0r/min 1000r/min 1500r/min 3000r/min依課程設計指導書表18-1：y系列三相異步電機技術參數（jb/t9616-1999）選擇電動機型 號： y132s-4 額定功率ped：5.5kw 同步轉速n：1500 r/min 滿載轉速nm：1440r/min 二、傳動裝置的運動和動力參數計算總傳動比： 33.496 2.1 分配傳動比及計算各軸轉速取v帶傳動的傳動比i0= 3 則減速器傳動比i=i/i0= 11.165 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 3.954 則低速級傳動比 2.824 2.2 傳動裝置的運動和動力參數計算0軸（電動機軸） 4.8 kw 14

6、40 r/min 31.83 nm1軸（高速軸） 4.608 kw 480 r/min 91.68 nm2軸（中間軸） 4.425 kw 121.396 r/min 348.107 nm3軸（低速軸） 4.249 kw 42.99 r/min 493.959 nm4軸（滾筒軸） 4.164 kw 42.99 r/min 925.010 nm以上功率和轉矩為各軸的輸入值，13軸的輸出功率或輸出轉矩為各自輸入值與軸承效率的乘積。各軸運動和動力參數如下表：表2-1 各軸運動和動力參數軸名功率p/kw轉矩t/nm轉速n/(r/min)傳動比i效率h輸入輸出輸入輸出0軸4.831.8314401軸4.6

7、084.56291.6890.76348030.962軸4.4254.381348.107344.626121.3963.9540.963軸4.2494.207943.959934.51942.992.8240.964軸4.1644.122925.010915.76042.9910.98三、v帶傳動設計3.1 確定計算功率根據已知條件結合教材 機械設計 由表 8-7得到工作情況系數ka= 1.3 ，故pca=kapd= 6.24 kw。3.2 選擇普通v帶型號已知pca，nm，結合教材機械設計 由圖 8-11 確定所使用的v帶為 a 型。3.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速(1) 結合教材機械設

8、計由表 8-8 ，初選小帶輪直徑dd1=100 mm。(2) 驗算帶速： 7.536 m/s，滿足5m/sv120合格。3.6 計算v帶根數z由nm，dd1結合教材機械設計查圖/表 8-4a得p0=1.31kw。由nm，i0，a型帶，查圖/表8-4b 得dp0= 0.17 kw。已知a1查表 8-5得ka= 0.95，已知ld查表 8-2得kl= 1.01則v帶根數 4.39 ，取z= 5。3.7 計算壓軸力 由教材機械設計 表 8-3 ，可知 a型帶單位長度質量q=0.10 kg/m。單根v帶的初拉力最小值：= 140.78 n。壓軸力的最小值：= 1386.41 n。四、設計減速器內傳動零

9、件（直齒圓柱齒輪）4.1 高速級齒輪傳動設計計算(1) 選擇材料及確定許用應力由教材機械設計表 10-1 10-20（c） 10-21(d) 確定以下參數：表4-1 高速級齒輪材料及許用應力齒輪熱處理方式齒面硬度/mpa/mpa小齒輪調質280700600大齒輪調質240600500由p206 ，取安全系數sh= 1，sf= 1.4 。則許用應力為：700mpa 600mpa 428.57mpa 357.14 mpa(2) 按齒面接觸強度設計設齒輪按 8級精度制造，由教材機械設計表 10-7 得載荷系數k= 1.3，由表 10-7得齒寬系數d= 1，由表 10-6可得彈性系數ze=189.8

10、。小齒輪傳遞的（輸入）轉矩：t1= 91680 nmm (注意單位換算)小齒輪分度圓直徑： 58.315 mm。齒數取z1=24，z2=i1z1 95，故實際傳動比i1=z2/ z1=3.958 。齒寬 58 mm（圓整）。取大齒輪齒寬b2= 58 mm，為補償安裝誤差，取小齒輪齒寬b1=b2+(510) = 65 mm。模數m=d1t/z1= 2.43 ，按表 10-1 ，取標準模數m= 2.5 ，實際分度圓直徑 60 mm，2327.5 mm，中心距148.75 mm。(3) 驗算齒輪彎曲強度由教材機械設計圖/表10-5，取齒形系數yfa1=2.65 , yfa2= 2.19 ，應力修正系

11、數ysa1= 1.58 ，ysa2= 1.785 。判斷： 114.718 f1判斷： 107.105 f2滿足條件，安全。 (4) 齒輪的圓周速度 1.5072 m/s。對照機械設計基礎課程設計指導書表 9-2可知，選著 8 級精度是合適的。4.2 低速級齒輪傳動設計計算(1) 選擇材料及確定許用應力由教材 機械設計 表10-1 10-20（c） 10-21(d)確定以下參數：表4-2 低速級齒輪材料及許用應力齒輪熱處理方式齒面硬度/mpa/mpa小齒輪調質280700600大齒輪調質240600500由表10-5 ，取安全系數sh=1 ，sf= 1.4 。則許用應力為： 700 mpa 6

12、00 mpa 428.57mpa 357.14mpa(2) 按齒面接觸強度設計設齒輪按 8 級精度制造，由教材 機械設計表10-7得載荷系數k=1.3，由表10-7得齒寬系數d= 1，由表 10-6 可得彈性系數ze= 189.8。小齒輪傳遞的（輸入）轉矩：t2= 348107 nmm (注意單位換算)小齒輪分度圓直徑： 92.726 mm。齒數取z1=24 ，z2=i1z1 68 ，故實際傳動比i1=z2/ z1= 2.83 。齒寬 93 mm（圓整）。取大齒輪齒寬b2= 93 mm，為補償安裝誤差，取小齒輪齒寬b1=b2+(510) = 100 mm。模數m=d1t/z1= 3.86 ，按

13、表 10-1 ，取標準模數m= 4，實際分度圓直徑 96 mm， 272 mm，中心距184 mm。(3) 驗算齒輪彎曲強度由教材機械設計圖/表10-5 ，取齒形系數yfa1=2.65 , yfa2= 2.312，應力修正系數ysa1= 1.58 ，ysa2= 1.746 。判斷： 106.115 f1判斷： 102.307 f2滿足條件，安全。 (4) 齒輪的圓周速度 0.61 m/s。對照指導書表 9-2 可知，選著8 級精度是合適的。4.3 傳動齒輪的主要參數表4-3 傳動齒輪的主要參數高速級低速級齒數 z24952468中心距a /mm148.75184模數 m /mm2.54齒寬b

14、/mm655810093分度圓直徑d/mm60237.596272齒頂高ha /mm2.52.544齒根高hf /mm3.1253.12555齒高h /mm5.6255.62599齒頂圓直徑da /mm65242.5104280齒根圓直徑df /mm53.75231.2586262五、軸的結構設計計算5.1 高速軸的計算（1軸）根據表 15-1 得，高速軸材料為： 45cr ，熱處理方式： 調質 ，許用彎曲應力-1b= 60mpa。(1) 初估軸徑初選軸徑，根據扭轉強度計算初估。由表 15-3 得常數a0=110 23.378 mm考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為 24.08 mm，圓整后暫取

15、d1= 25 mm。(2) 軸的徑向尺寸設計根據軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖（結構草圖,標注軸段，用充分的文字說明支撐計算結果）： 表5-1 高速軸徑向尺寸確定軸段直徑d /mm確定方法說明d1=2525 mm初選直徑d2=30d1+(34)*1.6定位軸肩d3=35由6407軸承確定軸承選定d4=45低于軸承內圈定位軸肩d5=65da尺度圓直徑d6=45d4同軸d7=35d3定位軸肩(3) 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下（結構草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內用充分的文字說明支撐計算結果） 經驗值的計算與選取：軸承端蓋至箱外傳動件間的距離l= 12 箱座壁厚

16、d= 8 聯接螺栓至外箱壁的距離c1= 20；至凸緣邊距離c2= 18 軸承座寬度l=c1+c2+d+(510)= 54 齒輪至機體內壁的距離d2= 10 大齒輪齒輪端面的距離d3= 10 軸承內側至箱體內壁的距離d4= 5（指導書38頁圖5-12）表5-2 高速軸軸向尺寸確定軸段長度l /mm確定方法說明l1=60表9-8l2=69.2l2=l+e+l-4-bb軸承寬l3=25b軸承寬l4=1182+4+小齒輪齒寬+3+另一個小齒輪齒寬-齒寬差+2+4-l5-l6l5=65b1低速軸齒寬l6=154+2l7=25b軸承寬l1=60(l7+l5)/2+l6指導書圖5-17l2=163(l5+l

17、3)/2+l4指導書圖5-17l3=111.7(l3+l1)/2+l2指導書圖5-175.2 中間軸的計算（2軸）根據表 15-1得，中間軸材料為：45cr，熱處理方式：調質 ，許用彎曲應力-1b= 60 mpa。(1) 初估軸徑初選軸徑，根據扭轉強度計算初估。由表 15-3 得常數a0= 110 36.5 mm(2) 軸的徑向尺寸設計根據軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖（結構草圖,標注軸段，用充分的文字說明支撐計算結果）： 表5-3 中間軸徑向尺寸確定軸段直徑d /mm確定方法說明d1=45由軸6409確定6409d2=56低于軸承內圈定位軸肩d3=62d2+（34）

18、*1.6定位軸肩d4=56d2同軸d5=45d16409(3) 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下（結構草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內用充分的文字說明支撐計算結果）： 經驗值的計算與選取：輪轂寬度與軸段長度之差d= 2mm（指導書38頁圖5-10）齒輪至機體內壁的距離d2= 10 大齒輪齒輪端面的距離d3= 10 軸承內側至箱體內壁的距離d4= 5（指導書38頁圖5-12）表5-4中間軸軸向尺寸確定軸段長度l /mm確定方法說明l1=46b+4+2+b軸承寬l2=56b(中速軸大齒輪)- b中速軸大齒輪l3=6.53-齒寬差/2l4=98b（中速軸小齒輪）-b中速軸小齒輪l5=51b+2

19、+4+l1=62b大/2+齒寬差/2+2+4+b/2指導書圖5-17l2=85.5b大/2+l3+b小/2指導書圖5-17l3=79.5b小/2+2+4+b/2指導書圖5-175.3 低速軸的計算（3軸）根據表 15-1 得，低速軸材料為： 45cr，熱處理方式：調質 ，許用彎曲應力-1b= 60 mpa。(1) 初估軸徑初選軸徑，根據扭轉強度計算初估。由表15-3 得常數a0=110 50.86 mm考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為 57.5 mm，圓整后暫取d1=60 mm。(2) 軸的徑向尺寸設計根據軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖（結構草圖,標注軸段，用充分的文

20、字說明支撐計算結果）： 表5-5 低速軸徑向尺寸確定軸段直徑d /mm確定方法說明d1=6060 mm初選軸徑d2=65d1+（34）*2.5定位軸肩d3=70軸承6414軸承選定d4=85低于軸承內圈d5=90d4+（34）*2.5定位軸肩d6=85d5-（34）*2.5定位軸肩和鍵槽d7=70d3軸承選定表5-6 所選用聯軸器的主要參數型號公稱轉矩tn /nm許用轉速n /mm軸孔直徑d /mm軸孔長度l /mm軸孔長度l1 /mmhl52000355060142107dd1d2ba2501665(3) 軸的軸向尺寸設計軸的結構圖如下（結構草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內用充分的文字

21、說明支撐計算結果）：經驗值的計算與選取：軸承端蓋至箱外傳動件間的距離l= 12 箱座壁厚d= 8 聯接螺栓至外箱壁的距離c1= 20；至凸緣邊距離c2= 18 軸承座寬度l=c1+c2+d+(510)= 54 齒輪至機體內壁的距離d2= 10 大齒輪齒輪端面的距離d3= 12 軸承內側至箱體內壁的距離d4= 5 （指導書38頁圖5-12）表5-7 低速軸軸向尺寸確定軸段長度l /mm確定方法說明l1=105表9-8l2=30.2l+e+l-4-bb軸承寬l3=42bb軸承寬l4=752+4+b大+3-l5b中間軸大齒輪齒寬l5=121.4*hh=0.1d4軸肩高度l6=91b大-b低速大齒輪齒

22、寬l7=59b+2+4b軸承寬l1=103.7(l1+l3)/l2指導書圖5-17l2=151.5(l3+l6)+l4+l5指導書圖5-17l3=83.5l6/2+l7-b/2b軸承寬六、軸的強度校核6.1 高速軸校核軸的受力分析如下圖: (1) 齒輪的受力 3056 n； 1112 n(2) 水平面內軸承約束力(3) 豎直面內軸承約束力(4) 彎矩圖和扭矩圖水平面內彎矩圖豎直面內彎矩圖扭矩圖(5) 合成彎矩（考慮最不利的情況下）帶輪的壓軸力fp在支點產生的反力 彎矩圖合成彎矩 1.77*105 nmm （注意單位換算）(6) 按第三強度理論校核 6.75 mpa 滿足強度要求。6.2 中間軸

23、校核軸的受力分析如下圖：(1) 齒輪的受力大齒輪 2931 n； 1066.8 n小齒輪 7252 n； 2639.5 n(2) 水平面內軸承約束力(3) 豎直面內軸承約束力(4) 彎矩圖和扭矩圖水平面內彎矩圖豎直面內彎矩圖扭矩圖最危險截面的合成彎矩 452392 nmm （注意單位換算）(5) 按第三強度理論校核 28.37 mpa 滿足強度要求。6.3 低速軸校核軸的受力分析如下圖：(1) 齒輪的受力 6940.9 n； 2526.3 n(2) 水平面內軸承約束力(3) 豎直面內軸承約束力(4) 彎矩圖和扭矩圖水平面內彎矩圖豎直面內彎矩圖扭矩圖最危險截面的合成彎矩 397584 nmm （注意單位換算）(5) 按第三強度理論校核 11.268 mpa 滿足強度要求。七、校核軸承壽命表7-1 所選用的軸承主要參數軸名稱軸承代號