输送传动装置设计 机械设计基础课程设计

机械设计基础课程设计设计计算说明书
题目设计输送传动装置
院系
专业
姓名
年级
指导教师
二零一一年四月
设计输送传动装置
【设计任务书】
题目：设计输送传动装置 一．总体布置简图 如图1 二．设计要求：总传动比误差为±5%，单向回转，轻微冲击。

三．原始数据： 四．设计内容：
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 齿轮传动设计计算；
3. V 带传
动设计计算； 4. 轴的结构尺寸设
计； 5. 键的选择； 6. 滚动轴承的选择； 7. 装配图、零件图的绘制； 8. 设计说明书的编写。

【电动机的选择】
1．电动机类型和结构的选择 ：按照已知条件的工作要求和条件，选用Y 型全封闭笼型三相异步电动机。

输出轴功率P/KW 4 输出轴转速n/(r/min)
38 传动工作年限（年）
10 工作制度（班/日） 1 工作场所 矿山 批量
大批
2．电动机容量的选择：
工作机所需功率：Pw＝4kW
电动机的输出功率：Pd＝Pw/η，η≈0.82，Pd＝4.88kW
电动机转速的选择：nw=38r/min，V带传动比i1=2—4，单级齿轮传动比i2=3—5（查表2.2）
nd＝（i1×i2×i2）nw。

电动机转速范围为684—3800r/min 3．电动机型号确定：由附录八查出符合条件的电动机型号,并根据轮廓尺寸、重量、成本、传动比等因素的考虑，最后确定选定Y132S —4型号的电动机，额度功率为5.5KW，满载转速1440r/min
【计算总传动比和分配传动比】
1．由选定电动机的满载转速nm和输出轴转速nw，总传动比为i=nm/nw，得i=37.89
2．合理分配各级传动比：V带传动比i1=3，闭合齿轮传动比i2=3.5，开式齿轮传动比i3=3.6
3．运动和动力参数计算结果列于下表：
【传动件设计计算】
减速器齿轮设计：
1．按表11.8选择齿轮材料
小齿轮材料为45钢调质，硬度为220—250HBS
大齿轮材材为45钢正火，硬度为170—210HBS
2．因为是普通减速器，由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3
3．按齿面接触疲劳强度设计
确定有关参数与系数：
转矩：T=69154 N·mm
查表11.10得：载荷系数K＝1.1
选小齿轮齿数Z1＝30，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.5×30=105。

实际齿数比u=3.5
因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，又为软齿面，由表11.19选取φd（齿宽系数）=1
4．许应接触应力[σH]：
由图11.23查得σHlim1＝560MPa σHlim2＝530MPa
由表11.19查得Sh=1。

N1＝60·n1·j·Lh＝60×480×1×（6×52×80）＝7.2×10e8
N2＝N1/i＝7.2×10e8/3.5=2.05×10e8
由表11.26查得Zn1＝1 Zn2＝1.05
计算接触疲劳许用应力：
[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝560MPa
[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝557MPa
试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
d1≥ 76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=51.82mm
m=d1/z1=1.73mm 由表11.3取标准模数m=2mm 5．主要尺寸计算：
分度圆直径d1=mz1=2×30=60mm
d2=mz2=2×105=210mm
齿宽b=φdd1=1×60=60mm 取b2=60mm
则b1=b2+5=65mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=135mm
6．按齿根弯曲疲劳强度校核:
由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。

确定有关系数和参数：
齿形系数YF，查表11.12得YF1=2.54 YF2=2.14
应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.63 Ys2=1.88 许应弯曲应力[σF]
由图11.24查得σFlim1=210Mpa σFlim2=190Mpa
由表11.9查得SF=1.3
由图11.25查得YNI=YN2=1
由式（11.16）可得
[σF]1=YNI·σFlim/SF=162Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa
故计算出
σF1=21Mpa＜[σF]1 σF2=20Mpa＜[σF]2 齿根弯曲疲劳强度校核合格。

7．验算齿轮的圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=1.5m/s 由表11.21可知，选9级精度合适
8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：
以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：da2=d2+2ha=214mm，由于200＜da2＜500之间，所以采用腹板式结构。

齿轮零件工作图略。

开式齿轮设计：
1．按表11.8选择齿轮材料
小齿轮选用40Cr合金钢表面淬火，硬度为48—55HRS
大齿轮选用40Cr合金钢调质，硬度为240—260HBS
2．由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3
3．按齿面接触强度设计
确定有关参数与系数：转矩：T=230000N·mm
查表11.10得载荷系数K＝1.1
选小齿轮齿数Z1＝20，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.92×20=78.4，
圆整数78。

实际齿数比u=3.9，误差为0.5%＜±5%
因单级直齿圆柱齿轮为不对称布置，又为硬齿面，由表11.19选取φd（齿宽系数）=0.5
4．许应接触应力[σH]：
由图11.23查得σHlim1＝800MPa σHlim2＝720MPa
由表11.19查得Sh=1.1
N1＝60·n1·j·Lh＝60×137×1×（6×52×80）＝2.05×10e8 N2＝N1/i＝2.05×10e8/3.9=5.26×10e7
由表11.26查得Zn1＝1.11 Zn2＝1.25
计算接触疲劳许用应力：
[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝807MPa
[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝818MPa
试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
d1≥ 76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=75.82mm
m=d1/z1=3.791mm 由表11.3取标准模数m=4mm
5．主要尺寸计算：
分度圆直径d1=mz1=4×20=80mm d2=mz2=4×78=312mm 齿宽b=φdd1=0.5×80=40mm 取b2=40mm
则b1=b2+5=45mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=196mm
6．按齿根弯曲疲劳强度校核:
由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。

确定有关系数和参数：
齿形系数YF，查表11.12得YF1=2.81 YF2=2.25
应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.56 Ys2=1.77
许应弯曲应力[σF]
由图11.24查得σFlim1=720Mpa σFlim2=250Mpa
由表11.9查得SF=1.5
由图11.25查得YNI=YN2=1
由式（11.16）可得
[σF]1=YNI·σFlim/SF=480Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=167MPa
故计算出
σF1=173Mpa＜[σF]1 σF2=157Mpa＜[σF]2 齿根弯曲疲劳强度校核合格。

7．验算齿轮的圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=0.57m/s
由表11.21可知，选9级精度合适
8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：
以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：da2=d2+2ha=320mm，由于200＜da2＜500之间，所以采用腹板式结构。

齿轮零件工作图略。

【V带传动设计】
1．确定功率Pc：
查表9.21得Ka（工作情况系数）=1.1 Pc=Ka٠p=4.4KW。

2．选取普通V带型号：
根据Pa=4.4Kw，n1=1440r/min，由图9.13选用A型普通V带。

3．确定带轮基准直径：
根据表9.6和图9.13选取：dd1=100mm＞dmin=90mm
大带轮基准直径为dd2=(n1/n2)dd1=270mm，按表9.3选取标准直径值dd2=265mm
实际n2转速489.8r/min，误差相对率2%，总误差＜±5%允许。

4．验算带速V：
V=π·d1·n1/（60×1000）=6.78m/s，带速在5-25m/s范围内。

5．确定带的基准长度Ld和实际中心距a：
初定中心距a0=1200mm，
则Ld0：Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4a0=2963.38mm 查表9.4取基准长度Ld=2800mm
实际中心距a为a≈a0+(ld-Ld0）/2=1118.31mm
中心距变动范围为
a min=a-0.015Ld=1076mm a max=a+0.03Ld=1202mm
6．验算小带轮的包角：
a1=180º-57.3º（dd2-dd1）/a=171º＞120º,合格。

7．确定V带根数z：
确定有关系数和参数
根据dd1=90mm，n=1440r/min，查表9.9，得P0=1.07Kw
由表9.18查得Ka=0.001275
根据传动比i=2.94，查表9.19得Ki=1.1373，
则△P0=Kb·n·(1-1/Ki)=0.18Kw
由表9.4查得带长度修正系数KL=1.11，由图9.12查得包角系数Ka=0.98
得z≥Pc/(P0+△P0)KaKL=3.24，圆整得z=4
8．求单根V带初拉力：
由表9.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10Kg/m
得F0=（500Pc/ZV）·（2.5/Ka-1)+qv²=46.78N.
9．计算带轮轴上所受的压力Fσ=2·F0·z·sin(a1/2)=373.08N 10．带轮结构设计略
11．设计结果：
选用4根A—2800 GB/T 13575.1—92 V带，中心距a=1118mm，小带轮直径90mm，大带轮直径265mm，轴上压力
Fσ=373.08N
【轴的设计计算】
Ⅰ轴的设计
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。

由表16.1查得强度极限
σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa 2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得C=118—107
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.48/480=20.7—22.8mm。

考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为21.32—23.94mm，由设计手册取标准直径d=24mm
3．轴的结构设计草图:
Ⅰ轴的结构草图
Ⅱ轴的设计：
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。

由表16.1查得强度极限
σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa 2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得C=118—107
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.31/137=30.9—34.1mm。

考虑到轴的最小直径处要安装齿轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为31.83—35.81mm，由设计手册取标准直径d=34mm
3．轴的结构设计草图:
Ⅱ轴的结构草图
Ⅲ轴的设计：
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。

由表16.1查得强度极限
σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa 2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得C=118—107
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.01/35=47.29—52.16mm。

由设计手册取标准直径d=50mm
3．轴的结构设计草图略
【键连接的选择】
均选择A型平键。

【滚动轴承的选择及计算】
I轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6206型d=30mm D=62mm B=16mm 2．公差等级选择：选普通级PO轴承。

II轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6208型d=40mm D=80mm B=18mm 2．公差等级选择：选普通级PO轴承。

【箱体结构尺寸计算】
1．类型选择：选择一级铸铁圆柱齿轮减速器。

2．箱体主要结构尺寸：（mm）
【减速器附件的选择】
通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器：选用游标尺M16
起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M16×1.5
【润滑与密封】
一、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑：由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择：齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取：选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

【参考资料】
陈立德.《机械设计基础》.北京:高等教育出版社,2007
陈立德.《机械设计基础课程设计指导书》.北京：高等教育出版社，2007。