北航机械设计课程设计设计计算说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机传动装置设计 * 学院（ 系） * 班指导老师 *2017年 5月 12日 北京航空航天大学）设计者sc前言本设计为机械设计基础课程设计的内容， 是先后学习过画法几何、 机械原理、机械设计、 工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对带式运输机传动装置设计 I 的说明，该传动装置使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构具体尺寸、 选择材料、 校核强度，并最终确定形成图纸的过程。 通过设计， 我们回顾了之前关于机械设计的课程， 并加深了对很多概念的理解， 并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。目

2、录前言错误!未定义书签。机械零件课程设计任务书错误!未定义书签。、题目：带式运输机传动装置设计错误!未定义书签。、设计任务错误!未定义书签。三、具体作业错误!未定义书签。主要零部件的设计计算错误!未定义书签。、传动方案的确定错误!未定义书签。、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数错误!未定义书签。1电动机的选择错误!未定义书签。2传动比分配错误!未定义书签。3各级传动的动力参数计算错误!未定义书签。4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表错误!未定义书签。三、传动零件的设计、计算错误!未定义书签。带传动的设计错误!未定义书签。2带的参数尺寸列表错误!未定义书签。3减速器齿轮（闭式、斜齿圆

3、柱齿轮）设计错误!未定义书签。四、轴的设计与校核错误!未定义书签。1 I 轴的初步设计错误!未定义书签。2 I 轴强度校核错误!未定义书签。3 II 轴的初步设计错误!未定义书签。4 II 轴强度校核错误!未定义书签。五、键联接的选择与校核错误!未定义书签。1 I 轴外伸端处键联接错误!未定义书签。2 II 轴与大齿轮配合处键联接错误!未定义书签。3 II 轴外伸端处键联接 .错误!未定义书签。六、轴承的选择与校核 .错误!未定义书签。1、高速轴承 .错误!未定义书签。2、低速轴承 .错误!未定义书签。七、联轴器的选择与计算 .错误!未定义书签。八、润滑与密封形式，润滑油牌号说明 .错误 !未

4、定义书签。九、箱体结构相关尺寸 .错误!未定义书签。十、参考资料 .错误!未定义书签。运输带工作拉力 F=1400 (N)机械零件课程设计任务书一、题目：带式运输机传动装置设计传动装置简图如右图所示。1运输机的数据：1选择电动机型号；2确定带传动的主要参数及尺寸；3设计该减速器；4选择联轴器。运输带工作速度 v= (m/s) 卷筒直径 D=260 (mm) 2设计要求：1)设计用于带式运输机的传动装置2)两班制工作，空载启动，单向连续运转，载 荷平稳，运输带速允许误差为 5%。3)使用期限为十年，两班制，每年工作 300 天；检修期间隔为三年。小批量生 产。二、设计任务三、具体作业1减速器装配

5、图一张； 2零件工作图两张(大齿轮、输出轴) 3说明书一份。主要零部件的设计计算、传动方案的确定项目-内容设计计算依据和过程计算结果优点（1）带传动具有成本低，维护方便的优点。（2）带传动有减震和过载保护功能。缺点（1）外形尺寸大，传动比不恒定。（2）效率较低，寿命短，不是在繁重的工作 要求和恶劣的工作条件下工作。采用一级带传动 和一级闭式齿轮 传动。二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数项目- 内容设计计算依据和过程计算结果1电动机的选择工作机所需功率PWF v 1400 1.55PW2.17kWW 1000 1000PW 2.17kW传动装置总效率a3a 带 承 闭 联 卷30.96

6、0.993 0.97 0.99 0.96 0.859a 0.859实际需要功率 PdPd PW2.172.527kWda0.859Pd 2.527kW工作机转速 nw60 1000 vnw 60 1D000v60 1000 1.55 113.91r/min3.14 260nw 113.91r/min电动机转速由于带传动的传动比 i带 2 4 ，齿轮传动传 动比 i减 25，所以电动机的转速范围Y132S-6 型 电 动 机，额定功率，满 载转速 960r/min4582292r/min 。 常 用的 电动 机转速 为1000r/min 和 1500r/min查表得电动机数据，具体可选用Y132

7、M-8,Y132S-6,Y100L2-4 三种电动机。对比三种电动机的数据以及计算出的传动比，选用电动机型号为 Y132S-6 型，其额定功率为，满载转速 960r/min 。2传动比分配总传动比 i 总i总nm nw9608.42113.91i总8.42V带传动比 i带由i 总 i 带 i 减，取 i带 3i带3减速器传动比 i 减则8.42 i减2.8i减2.833各级传动的动力参数计算各轴转速（ nI , nII 分n满960别为小齿轮轴转nIi带3320r/minnI320r/min113.91r/min速和大齿轮轴转nI320113.91r/minnIInIIi减2.8速）PIPd带

8、 2.43kWPI2.43kW各轴输入功率PIIPI承闭2.33kWPII2.33kWP卷PII联承 卷 2.28kWP卷2.28kWTd9.55106Pd 25.2N gm n满Td25.2Ngm各轴输入转矩TITd i 带 带72.5N gmTI72.5NgmTIITI i 减承闭 195.3N gmTII193.5N gmT卷 191.5Ngm轴名功率 P/kW转矩 T/ Nm转速 r/min输入输出输入输出电机轴960高速轴320低速轴卷筒轴4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表三、传动零件的设计、计算项目- 内容设计计算依据和过程计算结果带传动的设计工作系数 KA查表 4-7

9、得KA=电动机计算功率 PcPc KA Pd 1.2 2.53 3.036kWPc 3.036kWV带型号由 Pc 3.036kW ， n满 960r/min ，查图，选用A 型普通 V 带A 型普通 V 带大小带轮基准直径 d2，d1查表 4-3 取 d1=100mm，则 d2 n1 d (1 )n23 100 (1 0.02) 294mm 取 d2=300mmd1=100mmd2=300mm验证 V 带带速带速 v d1n1 5.024m/s ，60 1000v=sT卷 TII 联 承 卷 191.5Ngm传动比 i3，初步V带基准长度 Ld 和中心距 a2(d13.1421844.67m

10、mL0 2a 02 500(d 2 d1)24a0(300 100) 2(100 300)4 600d2)L0 1844.67mma 678mm小带轮包角 1 的验单根普通 V 带的基本额定功率 P0查表 4-2 ，取 Ld=2000mm，得实际中心距，a aLd L0a a022000 1844.67600 678mm21 180 d2 d1 57.3 163 120 合适。 a由 n 满 =960r/min 及 d1=100mm，查表 13-3 得， P0 1.14kW1 163P0 1.14kW传动比 i300d2id1(1 ) 100 (1 0.02)额定功率增量 P0查表 4-4 得

11、，P0 0.11kWP0 0.11kW包角修正系数 K 由 1 163 ，查表13-7得， K 0.96K 0.96带长修正系数 KL由 Ld=2000mm，查表 13-2 得 K L 1.03K L 1.03V 带根数 zPcz(P0 P0 ) K KL3.036(1.14 0.11) 0.96 1.03 2.46根数 z 3圆整，取 z=3单根 V 带的初拉带的单位质量： q=mq=m由 0.55 dd1dd 2a02 dd1dd 2选取中心距 a0=600mm得带长v 在 525m/s 之内，合适。力 F0F0 164.1NF0 50z0vPc (2K.5 1) qv2 z v K 50

12、0 3.036 2.5 2 ( 1) 0.1 5.02423 5.024 0.96164.1N2带的参数尺寸列表3减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计（1）选择材料及确定许用应力选择材料和精度等级齿轮减速器传递的功率为。 可对齿轮选用硬齿面的组合， 小齿轮用 20CrMnTi 渗 碳淬火，回火，齿面硬度为 5662HRC。大 齿 轮 用 20Cr 渗 碳 淬 火 ， 回 火 ， 齿 面 硬 度 为 5662HRC。同侧齿面精度等级选 8 级精度小齿面选用 20CrMnTi 渗碳 淬 火，回火 大 齿 面选 用 20Cr 渗碳淬火，回火弯曲疲劳极 限查表 11-1 ，取 小齿轮接触疲劳极限 Hl

13、im1 1500MPaHlim1 1500MPaHlim2 1500MPa传动带在轴上的作用力 FQ1FQ 2zF0 sin21632 3 164.1 sin 973.8N2FQ 973.8N小带轮直径大带轮直径中心距带长d1/mmd2/mma/mmLd/mm1003006782000带根数初拉力轴上载荷、zF0/NFQ/N3A型带大齿轮接触疲劳极限 Hlim2小齿轮接触疲劳极限 FE 1大齿轮接触疲劳极限 FE 21500MPa850MPa850MPaFE1FE 2850MPa850MPa安全系数由表 11-5 取 SH=1，SF=SH=1，SF=SH、SF许用应力 H11500Mpa H1

14、 H 2H lim1 1500 H1 H 2= S 11500Mpa F1680Mpa F1 F 2850 F 1 F1= FE1 850 680Mpa SF1.25 H21500Mpa F2680Mpa（2）按轮齿弯曲强度设计计算载荷系数 K取 K=K=齿宽系数d查表 11-6 ，取齿宽系数d 0.8d 0.8小齿轮转矩T1 9.55 106 P 9.55 1062.41n1320T1 71.6 N mT171.6N m初定螺旋角初定 1515大小齿轮齿取小齿轮齿数 z1=20，z1=20数 z1 ，z2则大齿轮齿数 z 2 z1 i56z2=56当量齿数z1z v11322.19zv1 2

15、2.19cos 3zv1， zv2zv 2z2362.14zv262.14cos齿型系数查图 11-8 、11-9 取YFa1=YFa1，YFa2YSa1，YSa2YFa1=， YFa2=YSa1=， YSa2=YFa2=YSa1=YSa2=验算大、小齿轮的弯曲强度2 1.0 9.59 104 1.68 2.38F 1 2 36.41MPaF 1 95 2.52 360.7 F1 194.69 MPaF 2 F 1 YFa 2 YSa2 36.89MPaYFa 1 YSa10.7 F 2 135.63MPa因此设计时选用的参数都是合适的且应对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数计算mn 3 2KT1

16、2 YFa1YSa1 cos2 d z1F12 1.2 71.6 103 2.85 1.55 23 2cos2 150.8 2024761.67mm取 mn=3mmmn=3mm确定中心距 aa mn(z1 z2) 2 (20 56) 118.02mm 2cos 2cos15取 a 200mma 120mm确定螺旋角mn(z1 z2) 3 (20 56)arccos n 1 218 11422a 2 12018 1142分度圆直 径 d1，d2d1 mn z13 2063.17mm1 coscos18 1142d2 mn z23 56176.83mm2 coscos18 1142d1 63.17

17、mm d 2 178.63mm齿宽 b1，b2b d d1 0.8 63.17 50.532mm 取 b2=55mmb1 b2 (5 10) 60mmb1 60mm b2 55mm（3）验算齿面接触强度求齿面接H 3.54ZEZ K bTd112 uu1=触强度3.54 189.8 cos18.1949o 1.250716630.1072 2.28.81H 500.66MPa计算齿轮圆周速度d1n13.14 63.17 320v 1 1 1.065m/s60 1000 60 1000根据表 2-1，取 8 级精度合理v 1.065m/s500.66MPa 1500MPa4）齿轮的圆周速度5）齿

18、轮其他传动的参数端面压力角 tt 20t 20齿顶高 haha=mn=3mm齿根高 hfhf=全齿高 hh= h a+ h f=ha= 3mm顶隙 cc= h f-h a=hf =齿顶圆直径 dada1 = d1+2 ha =h=齿根圆直径 dfda2=d2+2 ha =c=齿轮结构df1= d12 hf =df2= d 22 h f =6）齿轮传动参数列表中心距 a/mm模数 mn/mm螺旋角 端面压力角 t120318 114020齿数齿宽 /mm分度圆直径 /mmz1z2b1b2d1d220566055齿高/mm齿顶圆 /mm齿根圆 /mmhahfda1da2df1df23项目-内容设计

19、计算依据和过程计算结果I 轴：C=110力初估 I 轴最小直径取 dI =24mmdI =24mm7）大齿轮结构简图（见零件图）四、轴的设计与校核1I 轴的初步设计处理dI C 3 P1inn12.4110 3 21.53mm320根据许用切应由定位轴肩的尺寸公式 d2=d1+c （34）材料选取由 45 钢应用最为广泛，选用 45 号钢，调质45 号钢调质考虑键对于轴的削弱作用，dI 13% 21.53 22.6mmd2=28mm对I 轴其他段直径进行估计取 c= d 2=28mmd3=30mm考虑到轴承为标准件，取 d3=30mmI 轴轴承选用 6206， d=30mm， B=16mmD=

20、62mmd4=32mmd5=40mmd6=30mm为装配方便，取 d4=32mm同理由定位轴肩的尺寸公式d5=d4+c (34)取 d5=40mm同一轴选用同一轴承 d6=30mm由轴承转速确定润滑方式3.14 24 320v 0.4m/s60 1000 60 1000选用脂润滑d n1脂润滑箱座壁厚=8mm箱盖壁厚 1 1=8mm大齿轮顶圆与内壁距离，取1=10mm齿轮端面与内壁距离 2取 2=8mm确定轴的支点轴承与箱体内机壁距离地脚螺栓直径 df=+12=3=10mm取 M20 螺栓，地脚螺栓个数为L1 =58mmL2= 93mm轴承旁连接螺栓直径 d1：d1=选用 M16螺栓M16螺栓

21、的参数：c1=22mm c2=20mm D=32mm外箱壁到轴承端面的距离：l 1=c1+c2+(58)=20+22+8=50mm轴的支点 L1=b1/2+2+3+B 轴承 /2=58mm 取带轮带宽 B 带轮为 50mmL2=B带轮/2+l 1+l 2+- 3- B 轴承 /2=93mm2I 轴强度校核I 轴受力：圆周力 Ft 2TI2 72.5 3 2295.39 Nt d1 63.17 10 3径向力 Fr Ft tan n 879.45Ncos轴向力 Fa Ft tan 754.68NFt 2295.39NFr 879.45NFa 754.68NI 轴受力简图简化为简支梁垂直面支撑反力

22、垂直面弯矩图水平面支撑反力水平面弯矩图合成弯矩计算轴受扭矩图当量弯矩图垂直面支撑反力d12LFr b FaF1V879.45 58 754.68 632.17133234.24NF2V Fr F1V 879.45 234.24645.2NF1V 234.24 NF2V 645.2NM aVF2VL1 645.21 0.058 37.42N mM aV34.42N m垂直面弯矩计算水平面支撑反力水平面弯矩计算作用在 V 带上的压力FQ产生的支撑反力FQ产生的弯矩截面产生的弯矩危险截面当量弯矩轴 I 收到联轴器给的扭矩危险截面的当量弯矩危险截面的校核MaVF1HMaHFQF1FF2FM QFF1V

23、F2HF1H973.8NM QF1L1Ft2FQ L22L1 FQ F1 H234.24 0.058 13.58 N2295.3921147.69NM aVF2HF1H66.57 N m973.8 932 581754.5NFQL2 90.56N gmF1F L1 45.28N gm按照最不利的情况MaMa2H Ma2V +MQF1121.65N mT1 72.5N mM eaM a2 ( T)2121.652 (0.6 72.5)2780.7N129.2N m由 45 钢的 1b 55MPa ，则d 3 Mea3 129.2 10 28.6mm0.1 1b 0.1 55考虑键槽 影响 d=

24、=， 设计时取32mm，合适。MaHF1FF2FMaMead13.58N m1147.69N1147.69N66.57N m780.7N1754.5N121.65 N m129.2N m初估最小直径dmin基础上取倍，因此dII29.58mm 。对 I 轴其他段直径由定位轴肩的尺寸公式进行估计d2 =d1+c (34)考虑到轴承为标准件，取 d3=40mmd2=36mmd3=40mmD=80mmd4=42mm为装配方便，取 d4=42mmd5=48mm同理由定位轴肩的尺寸公式d6=40mm3II 轴的初步设计dII AnP3 2.33110 28.08mm113.9考虑到该轴段上有键槽，需在取

25、最小处 d=30mm取 c= d 2=36mmI 轴轴承选用 6208， d=40mm， B=18mmd5=d4 +c (34)取 d5=48mm 同一轴选用同一轴承 d6=40mm材料选取选用 45 号钢，调质处理C=110dII 30mm确定轴的支点轴的支点 L1=b 大齿轮/2+ 2+ 3+B 轴承L1=/2=4II 轴强度校核II 轴受力：圆周力Ft 2dTId12 72.53 2295.39 N63.17 10 3Ft2295.39N径向力FFt tan nFrcos879.45NFr879.45NFa754.68N轴向力Fa Ft tan754.68N大齿轮直径 d2=F2HF1H

26、F2t 1147.7NF2H1147.7N水平面支撑反力水平面弯矩计算传递的扭矩危险截面当量弯矩危险截面的校核MaHMaF1HL1 64.8 N mMMaV12 M a2H1 65.36N maV M aH 87.1N mM eM a2( T )287.1 2(0.6 195.3) 2146.01 Nm由 45 钢的 1b 55MPa ，d 3 Me0.1 1b3 146.01 10000.1 60键槽影M aHMaMa1Me64.8 N m87.1N m65.36N m146.01N m五、键联接的选择与校核项目- 内容设计计算依据和过程计算结果材料选择许用挤压应力选用 45 号钢，取 p

27、120MPa45 号钢 p 120MPa1I 轴外伸端处键联接键的选择选用圆头普通平键( GB/T1096-2003) 根据 dI =24mm及外伸端长度，选择键 830， 其中 b=8mm， h=7mm，L=30mm，毂深 t 2=，轴 深 t 1=4mm键 8 3029.8mm则Ma1响 d4 满足要求。T 195.3 N m键的校核4T1inp dI h(L b)4 72.5 109 78.5MPa p24 7 22 p键选取合适2II 轴与大齿轮配合处键联接键的选择选用圆头普通平键( GB/T1096-2003) 根据轴径 d=42mm及台阶长度，选择键 1245， 其中 b=12mm

28、，h=8mm， L=45mm，毂深 t 2=，轴 深 t 1=5mm键 12 45键的校核4T2inp dh L b94 195.3 10970.45MPa p 42 8 45 12 p键选取合适3II 轴外伸端处键联接键的选择选用圆头普通平键( GB/T1096-2003) 根据 dII =30mm及外伸端长度，选择键 1060， 其中 b=10mm，h=8mm， L=50mm，毂深 t 2=，轴 深 t 1=键 10 60键的校核4T2inp d II h L b94 195.3 10 9 63.2MPa p 30 8 60 10 p键选取合适六、轴承的选择与校核项目-内容设计计算依据和过

29、程计算结果1、高速轴承轴承主要性轴承 6206 性能参数能参数径向载荷 Fr最大轴向力对轴承进行温度系数 ft载荷系数fP轴承寿命LhFr 1F1V2 F12H +F1F234.242 1147.692 780.7 1952 NFr2F22V F22H F2 F645.212 1147.6921754.5 3071NC0r=Fr1Fr21952N3071NFa 754.68N由 Fa754.68由 C0r11.5 103FFar11 715945.628 0.386P1 XFr 1 YFa12338NFa2 754.68Fr23071取 X=1,Y=0P2 XFr 2故选用轴承0.245YFa

30、20.066 查表取 e=e，查表0.56 1952+1.65 754.68e，查表1 3071 3071N2 进行校核查表温度系数 f t=1载荷系数 f P=L 106 ( ftC )Lh 60n( fpP)106 ( 19500 )360 32010(1.1 3071) 10018h由 Lh 为 10 年，应每两年检修一次Faf t =1f P=754.68NLh 10018h2、低速轴承轴承 6208 性能参数轴承主要性能参数径向载荷 Fr轴承受的轴向载荷对轴承进行校核温度系数 ftFr1Fr2Fa载荷系数 fP轴承寿命 LhF1V2 F12H 1157.54NF22V F22H 15

31、42.11N754.68NFa 754.68 0.042 查表取 e=由C0 r 18000Fa1754.68Fr1 1157.540.652 e ，查表P1 XFr 1 YFa12044.38NFa2 754.68 0.245Fr21152取 X=1,Y=0P2 XFr 2 YFa22259.74NCr=C0r=Fr1Fr2PA1157.54N1542.11N1921.6N0.56 1157.54+1.85 754.68e，查表0.56 1542.11 1.85 754.68故选用轴承 2 进行校核查表温度系数 f t=1载荷系数 f P=L 106 ( ftC )Lh 60n( fpP)106( 29500 )360 113.91(1.1 2259