北航机械设计课程设计设计计算说明书.doc

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I
＊＊＊*学院（系)**＊*班
设计者 sc
指导老师 ＊＊＊

2017年5月12日
(北京航空航天大学）
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。

目录
前言 2
机械零件课程设计任务书 4
一、题目：带式运输机传动装置设计 4
二、设计任务 4
三、具体作业 4
主要零部件的设计计算 5
一、传动方案的确定 5
二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数 5
1．电动机的选择 5
2．传动比分配 6
3．各级传动的动力参数计算 6
4．将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 7
三、传动零件的设计、计算 7
1.V带传动的设计 7
2．带的参数尺寸列表 9
3．减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计 9
四、轴的设计与校核 12
1．I轴的初步设计 12
2．I轴强度校核 13
3．II轴的初步设计 15
4．II轴强度校核 16
五、键联接的选择与校核 18
1．I轴外伸端处键联接 18
2．II轴与大齿轮配合处键联接 19
3．II轴外伸端处键联接 19
六、轴承的选择与校核 19
1、高速轴承 20
2、低速轴承 21
七、联轴器的选择与计算 21
八、润滑与密封形式，润滑油牌号说明 22
九、箱体结构相关尺寸 22
十、参考资料 23

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：
运输带工作拉力F=1400 (N)
运输带工作速度v=1.55 （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
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.
三、具体作业
1．减速器装配图一张；
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
一、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。
采用一级带传动和一级闭式齿轮传动。
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。

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

传动装置总效率

实际需要功率

工作机转速

电动机转速
由于带传动的传动比，齿轮传动传动比，所以电动机的转速范围458～2292r/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Y132M-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3。0kW，满载转速960r/min。
Y132S—6型电动机,额定功率3.0kW，满载转速960r/min
2．传动比分配
总传动比

V带传动比
由,取

减速器传动比
则

3．各级传动的动力参数计算
各轴转速（分别为小齿轮轴转速和大齿轮轴转速）

各轴输入功率

各轴输入转矩

4．将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表
轴名
功率P/kW
转矩T/N·m
转速r/min
传动比i
输入
输出
输入
输出
电机轴

2。53

25。2
960
3
高速轴
2。43
2.4
72。5
71.8
320
2。8
低速轴
2。33
2。31
195。3
193。3
113.91
1
卷筒轴
2.28
2.26
191.5
189。6
113。91

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
1.V带传动的设计
工作系数KA
查表4—7得
KA=1.2
电动机计算功率Pc

V带型号
由,，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

取d2=300mm
d1=100mm
d2=300mm
验证V带带速
带速，
v在5~25m/s之内,合适。
v=5.024m/s
V带基准长度Ld和中心距a
由,初步选取中心距a0=600mm
得带长

查表4—2，取Ld=2000mm,
得实际中心距，

小带轮包角的验算
合适.

单根普通V带的基本额定功率
由n满=960r/min及d1=100mm，
查表13-3得,

传动比i

i=3。06
额定功率增量
查表4-4得，

包角修正系数
由，查表13—7得,

带长修正系数
由Ld=2000mm,查表13—2得

V带根数z

圆整，取z=3
根数
单根V带的初拉
力F0
带的单位质量：q=0。1kg/m
q=0。1kg/m

传动带在轴上的作用力FQ

2．带的参数尺寸列表
A型带
小带轮直径d1/mm
大带轮直径d2/mm
中心距
a/mm
带长
Ld/mm
100
300
678
2000
带根数
z
初拉力
F0/N
轴上载荷、FQ/N

3
164。1
973。8

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2。4KW。
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56～62HRC。
大齿轮用20Cr渗碳淬火,回火，齿面硬度为56~62HRC。
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
大齿轮接触疲劳极限
小齿轮接触疲劳极限
大齿轮接触疲劳极限

安全系数
SH、SF
由表11—5取SH=1，SF=1。25
SH=1，SF=1.25
许用应力

（2）按轮齿弯曲强度设计计算
载荷系数K
取K=1。2
K=1.2
齿宽系数
查表11—6,取齿宽系数

小齿轮转矩

初定螺旋角

初定

大小齿轮齿数z1，z2
取小齿轮齿数z1=20,
则大齿轮齿数
z1=20
z2=56
当量齿数
zv1，zv2

齿型系数
YFa1，YFa2
YSa1,YSa2

查图11-8、11—9取
YFa1=2.38，YFa2=2.19
YSa1=1.68,YSa2=1.85

YFa1=2.38
YFa2=2。19
YSa1=1。68
YSa2=1。85
验算大、小齿轮的弯曲强度

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

取mn=3mm
mn=3mm
确定中心距

取

确定螺旋角

分度圆直径
，

齿宽b1，b2

取b2=55mm

（3）验算齿面接触强度
求齿面接触强度

（4）齿轮的圆周速度
计算齿轮圆周速度

根据表2—1，取8级精度合理

（5）齿轮其他传动的参数
端面压力角

齿顶高ha
齿根高hf
全齿高h
顶隙c
齿顶圆直径da
齿根圆直径df
齿轮结构

ha=mn=3mm
hf=1。25mn=3。75mm
h= ha+ hf=6.75mm
c= hf-ha=0。75mm
da1 =+2 ha =69。17mm
da2=+2 ha =182.83mm
df1= d1－2 hf =55.67mm
df2= d2－2 hf =169。33mm
ha= 3mm
hf=3。75mm
h= 6。75mm
c= 0.75mm
（6)齿轮传动参数列表

中心距a/mm
模数mn/mm
螺旋角β
端面压力角αt
120
3

20°
齿数
齿宽/mm
分度圆直径/mm
z1
z2
b1
b2
d1
d2
20
56
60
55
63.17
176.83
齿高/mm
齿顶圆/mm
齿根圆/mm
ha
hf
da1
da2
df1
df2
3
3.75
69.17
182.83
55.67
169.33

d
（7)大齿轮结构简图（见零件图)
四、轴的设计与校核
项目-内容
设计计算依据和过程
计算结果
1．I轴的初步设计
材料选取
由45钢应用最为广泛，选用45号钢，调质处理
45号钢调质
根据许用切应力初估I轴最小直径
I轴:
考虑键对于轴的削弱作用,
取dI=24mm

C=110
dI=24mm

对I轴其他段直径进行估计
由定位轴肩的尺寸公式
取c=1。6 d2=28mm
考虑到轴承为标准件，取d3=30mm
I轴轴承选用6206，d=30mm,B=16mm
D=62mm
为装配方便，取d4=32mm
同理由定位轴肩的尺寸公式
取d5=40mm
同一轴选用同一轴承d6=30mm

d2=28mm
d3=30mm
d4=32mm
d5=40mm
d6=30mm
确定润滑方式
由轴承转速

选用脂润滑

脂润滑
确定轴的支点
箱座壁厚δ δ=8mm
箱盖壁厚δ1 δ1=8mm
大齿轮顶圆与内壁距离Δ1 Δ>1.2δ,取Δ1=10mm
齿轮端面与内壁距离Δ2 取Δ2=8mm
轴承与箱体内机壁距离Δ3 Δ3=10mm
地脚螺栓直径df=0。036a+12=16.32mm
取M20螺栓,地脚螺栓个数为4

轴承旁连接螺栓直径d1:
d1=0。75df=12。24mm
选用M16螺栓
M16螺栓的参数:
c1=22mm c2=20mm D=32mm

外箱壁到轴承端面的距离：
l1=c1+c2+(5～8）=20+22+8=50mm

轴的支点L1=b1/2+Δ2+Δ3+B轴承 /2=58mm
取带轮带宽B带轮为50mm
L2=B带轮/2+l1+l2+δ-Δ3- B轴承 /2=93mm
L1 =58mm
L2= 93mm
2．I轴强度校核
I轴受力：
圆周力
径向力
轴向力

I轴受力简图

简化为简支梁

垂直面支撑反力

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

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

按照最不利的情况

由45钢的，则

考虑键槽影响d=d1。05=30.03mm，设计时取32mm，合适。

d>30。03

3．II轴的初步设计
材料选取

初估最小直径
选用45号钢,调质处理

考虑到该轴段上有键槽，需在dmin基础上取1。05倍，因此 .
取最小处d=30mm

C=110

对I轴其他段直径进行估计
由定位轴肩的尺寸公式
取c=1。6 d2=36mm
考虑到轴承为标准件,取d3=40mm
I轴轴承选用6208，d=40mm,B=18mm
D=80mm
为装配方便，取d4=42mm
同理由定位轴肩的尺寸公式
取d5=48mm
同一轴选用同一轴承d6=40mm

d2=36mm
d3=40mm
d4=42mm
d5=48mm
d6=40mm
确定轴的支点
轴的支点L1=b大齿轮/2+Δ2+Δ3+B轴承 /2=56。5mm

L1= 56。5mm

4．II轴强度校核
II轴受力：
圆周力

径向力
轴向力
大齿轮直径d2=176.8mm

II轴简图

简化为简支梁

垂直面支撑反力

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

传递扭矩图

当量弯矩图

垂直面支撑反力

垂直面弯矩计算

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

由45钢的，则
键槽影响1.0529。8=31。2mm,满足要求。

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
45号钢

1．I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8×30,其中b=8mm，h=7mm，L=30mm，毂深t2=3.3mm，轴深t1=4mm
键8×30
键的校核

键选取合适
2．II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12×45,其中b=12mm，h=8mm,L=45mm,毂深t2=3.3mm,轴深t1=5mm
键12×45
键的校核

键选取合适
3．II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10×60,其中b=10mm，h=8mm，L=50mm，毂深t2=3。3mm，轴深t1=5。0mm
键10×60
键的校核

键选取合适
六、轴承的选择与校核
项目-内容
设计计算依据和过程
计算结果
1、高速轴承
轴承主要性能参数

径向载荷Fr

最大轴向力

对轴承进行校
核

温度系数ft
载荷系数fP

轴承寿命

轴承6206性能参数

由查表取e=0.27
,查表
取X=0。56,Y=1。65

，查表
取X=1，Y=0

故选用轴承2进行校核
查表温度系数ft=1
载荷系数fP=1.1

由为10年，应每两年检修一次
Cr=19.5KN
C0r=11。5KN

ft=1

fP=1。1

2、低速轴承
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ft
载荷系数fP

轴承寿命
轴承6208性能参数

由查表取e=0.24
，查表
取X=0。56，Y=1.85

,查表
取X=1,Y=0

故选用轴承2进行校核
查表温度系数ft=1
载荷系数fP=1。1

由为10年，不需更换
Cr=29.5KN
C0r=18。0KN

七、联轴器的选择与计算
项目—内容
设计计算依据和过程
计算结果
联轴器的选择
II轴外伸端需使用联轴器
选用弹性柱销联轴器LX2型（GB/T 5014-2003）
弹性柱销联轴器LX2型
联轴器参数
公称转矩Tn（N·m）
许用转速n
（r/min）
轴孔直径d
（mm）
560
6300
30
轴孔长度/mm
外径D
(mm)
轴孔类型
键槽类型
L
L1
82
60
160
J
B

八、润滑与密封形式，润滑油牌号说明
项目—内容
设计计算依据和过程
计算结果
润滑方式
齿轮线速度

齿轮选用脂润滑,轴承采用油润滑
齿轮选用脂润滑，轴承采用油润滑

润滑油牌号
选用全损耗系统用油L-AN15
L-AN15
润滑脂牌号
选用通用锂基润滑脂
牌号ZL—1（GB492—89）
ZL—1
密封形式
①机座与机盖凸缘结合面的密封选用在接合面涂密封胶或水玻璃的方式
②观察孔和放油孔等处的密封选用石棉橡胶纸垫片密封
③轴承端盖处的密封采用毡圈油封
④轴承处用挡油环防止润滑油甩入轴承内部

九、箱体结构相关尺寸
项目—内容
设计计算依据和过程
计算结果
箱座壁厚δ
δ=8mm
δ=8mm
箱盖壁厚δ1
δ1=8mm
δ1=8mm
箱座凸缘厚度b
b=1.5δ=12mm
b=12mm
箱盖凸缘厚度b1
b1=1.5δ1=12mm
b1=12mm
箱座底凸缘厚度b2
b2=2.5δ=20mm
b2=20mm
地脚螺栓直径df
df=0.036a+12=16。32mm
取df=20mm
地脚螺栓数目n

n=4
大齿轮顶圆与内壁距离Δ1
Δ1>1。2δ，取Δ1=10mm
Δ1=10mm
齿轮端面与内壁距离Δ2
Δ2>δ,取Δ2=8mm
Δ2=8mm
轴承与箱体内机壁距离Δ3
Δ3=12mm
Δ3=12mm
轴承旁连接螺栓直径d1
d1=0.75df=12.24mm
取d1=16mm
箱盖与箱座联接螺栓直径d2
d2=(0.5~0。6）df=10～12mm
取d2=12mm
轴承端盖螺钉直径d3
d3=（0.4~0。5）df=8~10mm
d3I=6mm
d3II=8mm
窥视孔盖螺钉直径d4
d4=(0.3~0.4）df=6~8mm
d4=6mm
定位销直径d
d=(0。7~0.8）d2=8.4～9。6mm
取d=10mm
外箱壁与轴承座端面距离l1
l1=c1+c2+（5～8）=50mm
l1=50mm
箱盖、箱座肋厚m1、m

m1=7mm
m=7mm
I轴轴承端盖外径DI
DI=92mm
DI=92mm
II轴轴承端盖外径DII
DII=120mm
DII=120mm
I轴轴承端盖凸缘厚度t1
t1=7mm
t1=7mm
II轴轴承端盖凸缘厚度t2
t2=10mm
t2=10mm
十、参考资料
1.机械设计基础第六版 杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编
高等教育出版社出版社 2013年1月

2。机械设计综合课程设计 王之栎 王大康 主编
机械工业出版社 2007年8月第2版

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