1、學年論文(課程設計) 題 目 帶式運輸機傳動裝置設計 學生姓名 學 號 學 院 信息與控制學院專 業 測控技術與儀器指導教師 教授二一 年 六 月 二十 日目 錄一、精密機械課程設計任務書.2二、精密機械課程設計說明書 21 傳動方案擬定.22 電動機的選擇.23 計算總傳動比及分配各級的傳動比.44 運動參數及動力參數計算.55 傳動零件的設計計算.66 軸的設計計算.127 滾動軸承的選擇及校核計算.188 鍵聯接的選擇及計算.229 設計小結.2310 參考資料目錄.23三、設計圖紙26南京信息工程大學本科生學年論文（課程設計）任務書所在學院信息與控制學院專業測控技術與儀器學生姓名學號班

2、級開始時間2010年 5 月 20 日至 2010年 6 月 20 日提交時間2010-06-22指導教師題目帶式運輸機傳動裝置設計題目性質及來源 性質理論研究 應用研究 技術開發 其他主要內容設計用于帶式運輸機的一級直齒圓柱齒輪減速器傳動簡圖如下：原始數據：數據編號12345運輸帶工作拉力f/n11001150120012501300運輸帶工作速度v/(m/s)1.51.61.71.51.55卷筒直徑d/mm250260270240250數據編號678910運輸帶工作拉力f/n13501400145015001600運輸帶工作速度v/(m/s)1.61.551.61.71.8卷筒直徑d/mm

3、260250260280300工作條件：一班制，連續單向運轉。載荷平穩，室內工作，有粉塵。使用期限：10年動力來源：三相交流電（220v/380v）運輸帶速度允許誤差：±5%。論文、設計目標最終提交的文件（全部為word電子文件）包括：l 精密機械課程設計任務書（一份）；l 精密機械課程設計說明書（一份）；l 設計圖紙（兩張零件圖大齒輪以及與大齒輪相連的軸）。指定參考文獻 相關機械設計課程設計指導書皆可備注注：此表由指導教師在學年論文（課程設計）工作開始前填寫，每位學生兩份，一份發給學生，一份交學院留存。設計計算說明書一、傳動方案擬定設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（1） 工作條件

4、：使用年限8年，工作為單班工作制，載荷平穩，環境清潔。（2） 原始數據：輸送帶拉力f=1200n；帶速v=1.7m/s；滾筒直徑d=270mm；滾筒長度l=500mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶×2軸承×齒輪×聯軸器×滾筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.885(2)電機所需的工作功率：p工作=fv/（1000總）=1200×1.7/（1000×0.885）=2.305kw 3、確定電動機

5、轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60×1000v/（d）=60×1000×1.7/（×270）=120.25r/min 按手冊p7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=35。取v帶傳動比i1=24，則總傳動比理時范圍為ia=620。故電動機轉速的可選范圍為nd=ia×n筒=（620）×120.25=721.52405.01r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書p15頁第一表。綜合考慮電動機和

6、傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為y132s-6。其主要性能：額定功率：3kw，滿載轉速960r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/120.25=7.982、分配各級傳動比（1） 據指導書p7表1，取齒輪i齒輪=3（單級減速器i=36合理）（2） i總=i齒輪×i帶i帶=i總/i齒輪=7.98/3=2.66四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）n0=n電機

7、=960r/minni=n0/i帶=960/2.66=360.9(r/min)nii=ni/i齒輪=120.3(r/min)niii= nii=120.3(r/min)計算各軸的功率（kw）p0= p工作=2.305kwpi=p0帶=2.305×0.96=2.2128kwpii=pi×齒×承=2.10kwpiii=pii×承×聯=2.10×0.98×0.99 =2.037kw3計算各軸扭矩（n·mm）4 to = 9550×p0/n0= 9550×2.305×1000/960 =22.

8、93n·mti=9550×pi/ni=9550×2.2128×1000/360.9=58.55n·mtii=9550×pii/nii=9550×2.10×1000/120.3 =166.71n·mtiii=9550×piii/niii=9550×2.037×1000/120.3 =161.74n·m 五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通v選帶截型由課本p83表5-9得：ka=1pc=kap=1×2.305=2.305kw由課本p

9、82圖5-10得：選用a型v帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為63100mm 則取dd1=100mm>dmin=63 dd2=n1/n2·dd1=960/360.9×100=266mm由課本p74表5-4，取dd2=270mm 實際從動輪轉速n2=n1dd1/dd2=960×100/270 =355.56r/min轉速誤差為：（n2-n2）/n2=（360.9-355.56）/360.9 =0.0148<0.05(允許)帶速v：v=dd1n1/60×1000=×100×960/

10、60×1000 =5.03m/s在525m/s范圍內，帶速合適。（3） 確定帶長和中心矩根據課本p84式（5-14）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+270)a02×(100+270) 所以有：259mma0740mm 由課本p84式（5-15）得：l0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+270)+(270-100)2/4×500 =1595.35mm根據課本p71表（5-2）取ld=1600mm根據課本p84式（5-16）得：aa0+ld-l0/2=500

11、+（1600-1595.35）/2 =502.325mm(4)驗算小帶輪包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（270-100）/×502.325×57.30=1800-19.390 =160.610>1200（適用）（5）確定帶的根數根據課本p1=0.97kw p1=0.08kwk=0.96 kl=0.99得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =2.305/【(0.97+0.08 )×0.96×0.99】 =2.38(6)計算軸上壓力由課本表 查得q=0.1kg/m，單根v帶的初拉力：f0=500pc/

12、（zv）×（2.5/k-1）+qv2=500×2.305/（3×5.03）×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032n =125.05n則作用在軸承的壓力fq，fq=2zf0sin（1/2）=2×3×125.05sin（160.610/2）=739.58n2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調質，齒面硬度為240260hbs。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220hbs；根據表選7級精度。齒面精糙度ra1.63.2m (2)按齒面接觸疲勞強度

13、設計 由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3 由式（6-15）確定有關參數如下：傳動比i齒=3 取小齒輪齒數z1=20。則大齒輪齒數：z2=iz1=3×20=120 實際傳動比i0=60/20=3傳動比誤差：（i-i0）/i=(3-3)/3=0%<2.5% 可用齒數比：u=i0=3由表 取d=0.9 (3)轉矩t1t1=9.55×106×p/n1=9.55×106×2.1/120.3 =166708.23n·mm (4)載荷系數k 取k=1 (5)許用接觸應力hh= hlimznt/sh由課本查得：hlimz1=5

14、70mpa hlimz2=350mpa由課本p133式6-52計算應力循環次數nlnl1=60n1rth=60×120.3×8×365×10=2.11×108nl2=nl1/i=2.11×108/3=7.03×107由課本查得接觸疲勞的壽命系數：znt1=0.92 znt2=0.98通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數sh=1.0h1=hlim1znt1/sh=570×0.92/1.0mpa=524.4mpah2=hlim2znt2/sh=350×0.98/1.0mpa=343mpa故得：

15、d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3=76.431×166708.23×(3+1)/0.9×3×34321/3mm=97.8mm模數：m=d1/z1=97.8/20=4.98mm根據課本表 取標準模數：m=5mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度 f=(2kt1/bm2z1)yfaysah確定有關參數和系數分度圓直徑：d1=mz1=5×20mm=100mmd2=mz2=5×60mm=300mm齒寬：b=dd1=0.9×100mm=90mm取b=90mm b1=90mm(7)齒形系數yfa和應力修正系數ysa根據齒數z1

16、=20,z2=90由表6-9相得yfa1=2.80 ysa1=1.55yfa2=2.28 ysa2=1.69 (8)許用彎曲應力ff= flim ystynt/sf由設計手冊查得：flim1=290mpa flim2 =210mpaynt1=0.88 ynt2=0.9試驗齒輪的應力修正系數yst=2按一般可靠度選取安全系數sf=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力f1=flim1 ystynt1/sf=290×2×0.88/1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =210×2×0.9/1.25mpa=302.4mpa將求得的

17、各參數代入式（6-49）f1=2kt1/（bm2z1)yfa1ysa1=2×1×166708.23/（90×52×20) ×2.8×1.55mpa=32.16mpa< f1f2=2kt1/（bm2z2)yfa1ysa1=2×1×166708.23/（90×52×60) ×2.28×1.69mpa=9.52mpa< f2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(z1+z2)=5/2(20+60)=200mm (10)計算齒輪的圓周速度vv=

18、d1n1/（60×1000）=3.14×100×120.3/（60×1000）=0.63m/s六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255hbs根據設計手冊例題，并查表10-2，取c=115d115 (2.2128/360.9)1/3mm=21.05mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=21.05×(1+5%)mm=22.10選d=23mm2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合

19、固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=23mm 長度取l1=50mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=23+2×2×1.5=29mmd2=29mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故ii段長：l2=（2+20+16+55）=93mmiii段直徑d3=35mml3

20、=l1-l=50-2=48mm段直徑d4=41mm由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm長度與右面的套筒相同，即l4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm因此將段設計成階梯形，左段直徑為36mm段直徑d5=30mm. 長度l5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l=100mm (3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=100mm求轉矩：已知t2=58554.28n·mm求圓周力：ftft=2

21、t2/d2=58554.28/50=1171.09n求徑向力frfr=ft·tan=1171.09×tan200=426.24n因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：fay=fby=fr/2=213.12nfaz=fbz=ft/2=585.55n由兩邊對稱，知截面c的彎矩也對稱。截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=213.12×50=10.656n·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面c在水平面上彎矩為：mc2=fazl/2=585.55×50=29

22、.2775n·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d）mc=(mc12+mc22)1/2=(10.6562+29.2782)1/2=31.156n·m (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：t=9.55×（p2/n2）×106=58.55n·m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取=1，截面c處的當量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=31.1562+(1×58.55)21/2=66.32n·m (7)校核危險截面c的強度e=mec/（0.1d33）=66.32/（0.1×413）=9.62

23、mpa< -1b=60mpa該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255hbs）根據設計手冊表 取c=115dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7207c

24、型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉矩：已知t3=271n·m求圓周力ft：ft=2t3/d2=2×271×103/300=1806.7n求徑向力frfr=ft·tan=1806.7×0.36379=657.2n兩軸承對稱la=lb=49mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6nfa

25、z=fbz=ft/2=1806.7/2=903.35n (2)由兩邊對稱，書籍截c的彎矩也對稱截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=328.6×49=16.1n·m (3)截面c在水平面彎矩為mc2=fazl/2=903.35×49=44.26n·m (4)計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1n·m (5)計算當量彎矩：根據課本p235得=1mec=mc2+(t)21/2=47.12+(1×271)21/2 =275.06n·m (6)校核危險截面c的強度由式（

26、10-3）e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36mpa<-1b=60mpa此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命16×365×8=48720小時1、計算輸入軸承 （1）已知n=458.2r/min兩軸承徑向反力：fr1=fr2=500.2n初先兩軸承為角接觸球軸承7206ac型軸承內部軸向fs=0.63fr 則fs1=fs2=0.63fr1=315.1n (2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端fa1=fs1=315.1n fa2=fs2=315.1n (3)求系數

27、x、y/fa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根據課本表 得e=0.68fa1/fr1<e x1=1 fa2/fr2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當量載荷p1、p2根據課本表 取f p=1.5p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3np2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3n (5)軸承壽命計算p1=p2 故取p=750.3n角接觸球軸承=3根據手冊得7206ac型的cr=23000

28、nlh=16670/n(ftcr/p)=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h預期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n=76.4r/min fa=0 fr=faz=903.35n試選7207ac型角接觸球軸承根據課本 得fs=0.063fr,則fs1=fs2=0.63fr=0.63×903.35=569.1n (2)計算軸向載荷fa1、fa2fs1+fa=fs2 fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：fa1=fa2=fs1=569.1n (3)求系數x、yfa1/fr1=569.

29、1/903.35=0.63fa2/fr2=569.1/930.35=0.63根據課本表 得：e=0.68fa1/fr1<e x1=1 y1=0fa2/fr2<e x2=1 y2=0 (4)計算當量動載荷p1、p2根據表 取fp=1.5p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.5×(1×903.35)=1355np2=fp(x2fr2+y2fa2)=1.5×(1×903.35)=1355n (5)計算軸承壽命lhp1=p2 故p=1355 =3根據手冊 7207ac型軸承cr=30500n根據課本 表 得：ft=1lh=16670/n(ftcr/p) =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>48720h此軸承合格八、鍵聯接的選擇及校核計算軸徑d1=22mm,l1=50mm查手冊得，選用c型平鍵，得：鍵a 8×7 gb1