机械基础综合课程设计

机械基础综合课程设计

设计题目 输送机传动装置

材料学院 4284 班 设 计 者： 学 杨喆

号：2008301046

2011-09-08 西北工业大学

目

录

课程设计题目 第一部分 第二部分 第三部分 第四部分 第五部分 第六部分 第七部分 第八部分 第九部分 第十部分 传动方案拟定 电动机的选择 计算总传动比及分配各级的传动比 运动参数及动力参数计算 传动零件的设计计算 轴的设计计算 深沟球轴承的选择及校核计算 键联接的选择及校核计算 联轴器的选择 润滑及密封

第十一部分 箱体及附件的结构设计和选择 设计小结 参考资料

课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据： 输送链的牵引力 F/kN 运输机链速 V/(m/s) 传送链链轮的节圆直径 d/mm 1 0.9 105

工作条件：①使用年限 10 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 个小 时。②链板式传动机的传动效率为 0.95。③传送机运转方向不变， 工作时有轻微振动。

计算与说明 第一部分

传动方案（已给定） 1）外传动为 V 带传动。 2）减速器为一级展开式圆锥齿轮减速器。 3）方案简图如下： 传动方案拟定

主要结果

第二部分

电动机的选择

1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： 1、工作机所需功率：

FV 10000.9   0.9474 kW 10001 10000.95

p 

pw  0.9474kW

2、传动总效率：

  1 6  0.96  0.98  0.99  0.98  0.99  0.97  0.8765

所需电动机的功率

pd  pw   0.9474  0.8765  1.0809kw

电动机额定功率

 =0.8765

pm  1.2 1.0809  1.2971kw

3、确定电动机转速： 计算鼓轮工作转速：

n  V  60 1000 0.9  60 1000   163.7022r / min d 3.14 105

按手册推荐的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一 级减速器传动比范围 i1 =2～3。取 V 带传动比 i 2 =2～4， 则总传动比理时范围为 i=4～12。 符合这一范围的同步转速有 1000 和 1500r/min。 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和 带传动、减速器的传动比，可见转速 1500r/min 比较 适合，则选 n=1500r/min 。

4、确定电动机型号 电动机型号 根据以上选用的电动机类型，由理论需求电机功率：

pd  pw   0.9474  0.8765  1.0809kw 及同步转速， 选定电

为 Y90L-4

动机型号为 Y90L-4。 其主要性能：额定功率：1.5KW，满载转速 1400r/min。

第三部分

计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i 1400  8.5521 163.7022

2、分配各构件传动比：

i  i1  i2

i=8.5521

3、初定减速器内的传动比 i2  3 ，则带传动的传比就为 i1=2.8507

i1  i 8.5521   2.8507 i2 3

i2=3

第四部分

1、各轴转速：

运动参数及动力参数

计算

电动机转速 n0  1400r / min 小锥齿轮轴转速 大锥齿轮转速

n1  n0 1400   491.1074r / min i1 2.8507

n1  491.1074r / min

n2 

n1  163.7025r / min i2

n2  163.7025r / min

链轮轴转速 n3  n2  163.7025r / min 2、各轴功率：

P  PM 1  1.5  0.96  1.44kW 1 P2  P 3 5  1.44  0.97  0.98  1.368864kW 1 P  P2 4 6  1.382832  0.99  0.98  1.3281kW 3 P  1.44kw 1

p2  1.368864kw

P  1.3281kw 3

3、各轴转矩： 电动机轴：

Td  9550  Pd 1.5  9550   10.2321N  m nd 1400

T1  28.0020 N  m

T2  79.8561N  m T3  77.4781N  m

1 轴 1： T1  9550  P / n1  28.0020N  m

轴 2： T2  9550  P2 / n2  79.8561N  m

轴 3： T3  9550  P3 / n3  77.4781N  m 4、参数汇总 参 数 轴Ⅰ 轴Ⅱ 轴Ⅲ 转速 功率（kW） （r/min） 491.11 163.70 163.70 1.44 1.37 1.33 （ N m） 28.00 79.86 77.48 z 型带 转矩

第五部分

传动零件的设计计算

1. 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通 V 带截型 由机械设计课本表 6-6 得：工况系数 kA=1.3

pca  K A p  1.3 1.5  1.95kw

n0  1400r / min

所以由图 6-10 选择 z 型 v 带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速

dd 1  80mm

选取 dd1  80mm

dd 2  i1dd1 (1   )  2.8507  80  1  0.01  225.78mm

dd 2  224mm

轴Ⅰ的实际转速

dd 2  224mm

v  5.8643m / s

n2 

(1 ε )n1dd 1 (1  0.01) 1400  80   495r / min dd 2 224

验证带的速度：

v

 dd 1n1

60 1000



  80 1400

60 1000

 5.8643m / s

介于 5  25 之间，合适。 （3） 确定带长和中心矩 按设计要求

0.7(dd1  dd 2 )  a0  2(dd1  dd 2 )

Ld  1250mm

a  380mm

取 a0  400mm

(d  d d 1 ) 2 L'd  2  a0    d d 1  d d 2   d 2  1290.48mm 2 4a0



1  158.29

查表 6-2 取 Ld  1250mm

实际轴间距

a  a0 

Ld  L'd 1250  1290.48  400   380mm 2 2

安装时所需最小轴间距离

amin  a  0.015Ld  380  0.015 1250  361.25

张紧或补偿伸长所需最大轴间距离

z=5

amax  a  0.03Ld  380  0.03 1250  417.5

(4) 验算小带轮包角

dd 2  dd1  57.3  158.29  120 a

F0  56.9663N

包角

1  180 

包角合适。 (5)确定带的根数 由 n  1400r / min ， dd1  80mm 得 则

z pd 1.95   4.9025  p1  p1  K K L  0.35  0.03  0.943 1.11

p1  0.35kw

Fr  559.47 N

，

p1  0.03

，

ka  0.943

，

kL  1.11

，

可以选取 z  5 (6)计算轴压力 单根 v 带的初拉力：

F0 

z1  20

500 Pd 2.5 500 1.95  2.5  (  1)  mv 2   1  0.06  5.86432  56.9663N 60 z2   zv k 5  5.8643  0.943 

压轴力：

Fr  2 zF0 sin

u 3



2

 2

 5  56.9663sin

158.29  559.47 N 2

小轮基准直径 dd1  80mm

小轮外径

da1  dd1  2ha  84mm

'

带轮宽 B  ( z -1)e  2 f  (5  1) 12  2  8  64mm 大轮基准直径 大轮外径

dd 2  224mm

da 2  dd 2  2ha  170  2  2  228mm

2．齿轮传动的设计计算 1、选定精度等级，材料热处理方式，齿数初定： 1）本运输机工作速度、功率都不高，选用 7 级 精度； 2）选择小齿轮材料为 40Cr，调质处理，硬度

HBS1  241~286

，

3）大齿轮材料为 45 钢，调质处理，硬度为

HBS2  217~255

4）选取小齿轮齿数 Z1=20，初步确定传动比为 i2=3 则大齿轮齿数 Z2= i2 Z1=3×20=60 5）此时传动比

u1  z2 60  3 z1 20

2、按齿面接触疲劳强度计算： 锥齿轮以大端面参数为标准值，取齿宽中点处的 当量齿轮作为强度计算依据进行计算。 由公式

d1  96.6 3 4 KtT1  R (1  0.5 R )2U [ H ]2

1) 初拟载荷系数 K  1.2 ，取齿宽系数 L  0.3

计算节锥角

1  arc cot u  arc cot 3  18.4349

 2  90  1  90  18.4349  71.5651

2) 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限为： 应以大齿轮材料所决定的许用接触应力为准, 对 45 号钢,取 HBS2  230 ,大齿轮：  H lim2  539MPa 3) 接触疲劳强度寿命系数 取安全系数 sH  1.0 ,

K HN 

6

计 算 接 触 疲 劳 的 寿 命 系 数

N0 N , 式 中

,

N  60ntn  60  491.1074  3 16  300 10  4.715 108

N0  30( HBS )2.4  30  (230)2.4  1.397 107

因

,

N  N0

,故

K HN  1

m3

4)计算接触疲劳许用应力 许用接触应力

K HN  lim  539MPa SH

 H 



5）按齿面接触强度设计传动

区域系数 zH  2.5

弹性影响系数

zE  189.8 MPa

由式 8-11 得小齿轮分度圆直径：

d1 

3

L (1  0.5L )2 u 

4 KT1 ( zH zE ) 2

H

2



3

4 1.2  28.0020 103  54.31mm 539 2 2 0.3(1  0.5  0.3)  3  ( ) 2.5 189.8

m d1 54.31   2.72mm Z1 20

齿轮模数

3、按齿根弯曲疲劳强度计算：

两齿轮的当量齿数

ZV 1  Z1 20   21.08 cos 1 cos18.4349

ZV 2 

Z2 60   189.74 cos  2 cos 71.5651

查 6-5 表 得 YFa1  2.77 , YFa 2  2.13 对小齿轮取 HBS1  260 ,对大齿轮仍用接触强度时的数据,

取

HBS2  230

,按线性插值得弯曲疲劳极限分别为

 F lim1  218 

 F lim2

278  218 (260  200)  241.5MPa 353  200 185  155  155  (230  120)  192MPa 210  120

许用应力

 F1   F 2 

K FN  F lim1  186MPa SF K FN  F lim 2  148MPa SF

YFa1 2.77   0.01489 [ ]F 1 186 YFa 2 2.13   0.015 [ ]F 2 148

YFa1 较 [ ]F 1 大，故选其校验

m

1 1  0.5L

3

4kT1 (1  0.5L )YFa1

L Z1

2

u 2  1[ ]F 2



1 4 

1.2  21.0013 103 (1  0.5  0.3)  2.80 3 1  0.5  0.3 0.3  202  32  1 186

 1.77mm

4、确定模数 综上 , 根据标准模数表取 m  3 5、齿轮参数计算： 由齿数求分度圆直径

d1  Z1m  20  3  60mm d2  Z 2 m  60  3  180mm

锥距 R，由

R  d1 u2 1 32  1  60  94.8683mm 2 2

齿宽 b  R R  0.3  94.8683  28.4605mm 圆整取 b1  28mm 6、齿轮参数汇总： 名 称 代 号 小锥齿轮 大锥齿轮

b2  28mm

齿数 模数 分锥角 分度圆直径 齿顶高 齿根高

Z M δ d（mm） h(mm)a hf(mm)

20 3mm

60

18.4349

71.5651

60 3 3.6 65.692

180

齿顶圆直径

da(mm) 1 53.169

181.8974

齿根圆直径

df(mm) 5

177.7232

锥距 顶隙 分度圆齿厚 当量齿数 齿宽

R(mm) c(mm) S(mm) ZV β(mm)

94.8683 0.6 4.712 21.08 28 189.74

齿宽系数 平均分度圆直

φR

0.3

（mm） 径

51

153

第六部分

输入轴的设计计算

轴的设计计算

1、按照扭转强度初定直径 选 用 45 号 钢作 为轴 的 材料 ， 调质处 理 ， 取

[ ]  35MPa

估算最小轴径：

d min 

3

9550000 P 3 9550000 1.44  16.71mm 0.2n[ ]T 0.2  491.1074  30

考虑有键槽，将直径增大 5%，则

d  16.711.05  17.55mm

考虑到键槽对轴强度的削弱以及带轮对小轴有较 大的拉力，我们选择小轴最小径 d  20mm 。 2、输入轴的结构设计 ( 1 )轴上零件的定位，固定和装配

1

2

3

4

5

6

( 2 )确定轴各段直径和长度 Ⅰ段: d1=20mm 长度取 L1=60mm

键长 50mm b=h=6mm Ⅱ段: d2=25mm 长度取 L2=30mm

Ⅲ段: d3=30mm 长度取 L3=15mm 用来和轴承进行过 度配合，初选用 30206 型圆锥滚子轴承。 Ⅳ段： d4=28mm 长度为 L4=42mm Ⅴ段： d5=30mm 长度为 L5=26mm 用来和轴承进行过 输入轴 度配合，初选用 30206 型圆锥滚子轴承。 Ⅵ段：齿轮部分 ( 3 )轴强度校核 齿轮之间的力： 对小锥齿轮受力分析： Ft1=2T1/dm1=2*28.002/51=1.098KN（外） Fa1=Ft1*tan20*sin18.4349=0.126KN（左） Fr1=Ft1*tan20*cos18.4349=0.379KN（下） 满足要求

带轮处：

Fr  2 zF0 sin



2

 2  5  56.9663sin

158.29  0.559kN 2 （下）

对输入轴进行受力分析得 轴承 1 ：Fr1=1.144KN（上） Ft1=1.029KN（外） 轴承 2：Fr=0.206KN（下） Ft2=2.127KN（里）

轴承 3 位置为危险截面 这里只校核危险截面 3 的强度。轴单向旋转，扭 转切应力为脉动循环变应力，取折合系数   0.59 首先计算截面 3 的抗弯截面系数 W

M H  13.286 N  m MV  49.41N  m

2 2 M  MV  M H  51.165N  m

Wc 

 dc3

32



  303

32

 2650.719mm3

轴的计算应力

 ca 

M 2  (T1 )2 51.1652  (0.59  28.002)2   20.284MPa Wc 2650.719

该轴材料为 45 号钢，调质处理，查得其许用应力

   60MPa 因此，  ca    ，故满足要求。

输出

轴的设计计算 1、按照扭转强度初定直径

选用 45 号钢最为轴的材料

d min 

3

9550000 P 3 9550000 1.382832   23.78mm 0.2n[ ] 0.2 163.7025  30

考虑有键槽，将直径增大 5%，则

d  23.78 1.05  24.94mm

考虑到联轴器的尺寸， 我们选大轴最小径 d  28mm 2、输出轴的结构设计 ( 1 )轴上零件的定位，固定和装配

1

2 3

4

5

6

( 2 )确定轴各段直径和长度 Ⅰ段: d1=28mm、长度取 L1=60mm，与联轴器相连。 Ⅱ段: d2=32mm 长度取 L2=31mm。 Ⅲ段: d3=33mm 长度取 L3=35mm 用来和轴承进行过 度配合，初选用 30207 型圆锥滚子轴承。 输出轴 Ⅳ段：d4=40mm 长度为 L4=82mm，定位。 满足要求 Ⅴ段：d5=36mm 长度为 L5=43mm，与大齿轮配合。 VI 段：d6=35mm 长度为 L6=31mm，和轴承进行过度 配合,初选用 30207 型圆锥滚子轴承。 ( 3 )轴强度校核 齿轮之间的力： Fa2=0.379KN

Fr2=0.126KN Ft2=Ft1=1.098KN 大齿轮上的动力参数： P2=1.382832kw T2=80.6710Nm 转 速 n2=163.7025r/min 输出轴承 30207

危险面 2 处的弯矩：

MH  17.112N  m MV  43.958N  m

2 2 Mc  MV  M H  47.171N  m

T 2  80.6710N  m

W

 d 03

32



  363

32

 4580.44mm3

输入轴承 30206

由于轴单向转动，扭矩可以认为按脉动循环变化，故 取折合系数   0.59

 ca 

M 2  (T )2 47.1712  (0.59  80.6710)2   14.63MPa W 4580.44

前 已 选 定 轴 的 材 料 为 45 号 钢 ， 正 火 处 理 ， 查 得

   60MPa ，因此  ca    ，故满足要求。

第七部分 圆锥滚子轴承的选择及校核计 算

根据根据条件，轴承预计寿命 L=10×300×16=48000h

由于轴承会受到较大的轴向力，故选择深沟球轴 承 1、对于从动轴，选择 30207 轴承，由受力分析知： A 型键

2 2 R1  RV 1  RH 1  0.7092  0.2762  0.761

，

6×6×50

2 2 R2  RV 2  RH 2  0.3892  0.1502  0.417

S1  0.68*0.761  0.517 S2  0.68*0.417  0.284

A1  0.663

A2  0.284

e  0.37

A1 / R1  0.87  e

A2 / R2  0.68  e

而查表知 基本额定动载荷 C  54.2kN 故查表得 X1  0.4 ， Y1  1.6 ， X 2  0.4 , Y2  1.6 则当量动载 荷,

载荷系数

f p  1.2

P  f p ( X1R1  Y1 A1 )  1.2  (0.4  0.761  1.6  0.663)  1.638kN 1

，

A 型键 10×8×32

P2  f p ( X 2 R2  Y2 A2 )  1.2  (0.4  0.417  1.6  0.284)  0.745kN

1 ，因 P  P2 ,所以按轴承 1 的受力大小验算

Lh 

106 C  106 54200 3 ( )  ( )  3.688 106 h 60n1 P 60 163.7025 1638 1

而使用期限 L  10  300 16  48000h ， Lh  L ， 故 满足要求。 2、对于主动轴，选择 30206 轴承，由受力分析知：

R1  1.539kN

， R 2  2.137kN ，

S1  0.68*1.539  1.047 S2  0.68*2.137  1.453

A 型键 8×7×50

A1  1.579

A2  1.453

A2 / R2  0.680  e

A1 / R1  1.026  e

而查表知 基本额定动载荷 C  43.2kN , e  0.37

故查表得 X1  0.4 ， Y1  1.6 ， X 2  0.4 , Y2  1.6 则当量动载 荷,载荷系数 f p  1.2

P  f p ( X1R1  Y1 A1 )  1.2  (0.4 1.539  1.6 1.579)  3.77 KN 1

，

P2  f p ( X 2 R2  Y2 A2 )  1.2  (0.4  2.137  1.6 1.453)  3.816KN

，且 n2  491.1074r / min ，则

Lh  106 C  106 43.2 3 ( )  ( )  4.92 104 h 60n1 P2 60  491 3.816

凸缘联轴器

而使用期限 L  10  300 16  48000h ， Lh  L ， 故 满足要求。

第八部分

键联接的选择及校核计算

（1）带轮与输入轴所用键的校核 轴径 d  20mm ，轴长 l  60mm 选用 A 型平键，通过查表得到

L  50mm b  6mm h  6mm

锂基润滑脂

轮毂的材料是铸铁，键和轴的材料是 45 号钢，选 用较小的材料做为计算，即

 bs  50  60Mpa

 bs 

4T1 4  28002   21.21MPa  [ bs ] dhl 20  6  (50  6)

，满足要求。

（2）输出轴和齿轮连接采用的键的校核 轴径 d  36mm ，轴长 l  43mm 采用 A 型平键连接。通过查表得到

L  32mm b  10mm h  8mm

轴和齿轮的材料都是 45 号钢，所以抗压需用应 力是：

 bs  100 ~ 120Mpa

 bs 

4T1 4  28002   42.43MPa  [ bs ] ，满足要求。 dhl 20  6  (32-10)

（3）输出轴和联轴器连接采用的键的校核 轴径 d  28mm ，轴长 l  60mm 采用 A 型平键连接。通过查表得到

L  50mm b  8mm h  7mm

轮毂的材料是铸铁，键和轴的材料是 45 号钢，选 用较小的材料做为计算，即

 bs  50 ~ 60Mpa

 bs 

4T3 4  79065   38.42MPa  [ bs ] ， 满 足 强 度 要 dhl 28  7  (50  8)

求。

第九部分

联轴器的选择

减速器的输出轴与工作机之间用联轴器连接，由于

轴的转速较低，传递转矩较大，综合考虑选用弹性套 柱销联轴器，联轴器上的扭矩为 80.6710Nm，选用型号 为 LT5。

第十部分

齿轮的润滑

润滑及密封

采用浸油润滑， 由于低速级周向速度为 1.54m/s， 为锥齿轮传动，浸油高度应没过大锥齿轮齿宽，至少 应没过 1/2 齿宽， 齿顶距箱底至少 30mm,这里为设计为 45mm。选用 CKC150 润滑油。 轴承的润滑 由于浸油齿轮的圆周速度   2m / s ，齿轮不能有效的把 油飞溅到箱壁上，因此选用脂润滑方式。脂润滑具有 形成润滑膜强度高，不容易流失，容易密封，一次加 脂可以维持相当长一段时间，也有利于传动装置的维 护。 选用 ZL-2 号通用锂基润滑脂（GB 7324-1994） 。 密封 端盖与轴间的密封 轴承用轴承盖紧固，已知轴承用脂润滑，且轴的 最高圆周速度不超过 2m/s，属于低速范畴，因此这里 可以使用毡圈油封。毡

圈油封结构简单，摩擦较大， 易损耗，应注意及时更换。

第十一部分 箱体及附件的结构设计和选择

减速器附件的选择 起吊装置：采用箱盖吊环螺钉、箱座吊耳 通气器：由于在室内使用，选通气器 （一次过滤） ， 采用 M12×1.25 油面指示器：选用油尺 M12 放油螺塞：选用外六角油塞及垫片 M14×1.5 箱体及其附件参数 名 称 尺 寸（mm） 8 8 12 12 20 12 4(个) 10 连接螺栓直径 大锥齿轮轴轴承旁 10 连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 8 M8\M6

箱 座 壁 厚 箱 盖 壁 厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 小锥齿轮轴轴承旁

视孔盖螺钉直径 定位销直径 凸台高度 大齿轮顶圆与内箱壁

M6 6` 39 10

距离 箱盖，箱座肋厚 主动端轴承端盖外径 被动端轴承端盖外径 6.8 92 112

箱体的附件包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴 承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、 起吊装置等等。 箱体 加工工艺路线：铸造毛坯→时效→油漆→划 线→粗精加工基准面→粗、精加工各平面→粗、半精 加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次 要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检验。 减速器的装拆顺序及注意事项 ： 箱体和箱盖通过 螺栓连接，拆下螺栓即可将箱盖取下，对于两轴系零 件，整个取下该轴，即可一一拆下各零件。其它各部 分拆卸比较简单。 拆卸零件不要用硬东西乱敲，以 防敲毛敲坏零件， 影响装配复原。 对于不可拆的零件， 如过渡配合或过盈配合的零件则不要轻易拆下。 对拆 下的零件应妥善保管，以免丢失。

技术要求： 1.装配前，滚动轴承用汽油清洗，其它零件用煤油清 洗，箱体内不允许有任何杂物存在，箱体内壁涂耐磨 油油漆； 2.齿轮副的侧隙用铅丝检验，侧隙值应不小于0.14mm； 3.滚动轴承的轴向调整间隙均为0.05-0.1mm； 4.齿轮装配后，用涂色法检验齿面接触斑点，沿齿高 不小于65%，沿齿长不小于60%； 5.减速器剖面分面涂密封胶或水玻璃，不允许使用任 何填料； 6.减速器内装L-AN15（GB443-89） ，油量应达到规定高 度； 7.减速器外表面涂绿色油漆。

十一、设计小结 经过这两周忙碌且充实的机械课程设计，我觉得我付出 了许多，也收获了许多。这次的课程设计让我将以前学习的 理论知识进一步的巩固与吃透，也深深的体会到了一个工程 中的机械设计人员的辛苦。在这次课程设计实习过程中，我 曾经遇到了许许多多的困难，从刚开始的不知所措，然后通

过问同学，问老师，亦或者自己反过去查阅课本，复习以前 学过的知识，直到最终将问题解决。这一切的付

出与努力， 在最终大图画完的时候都变成的珍贵的回忆，通过这次课程 设计，我明白了一个道理，在做一件事情的时候只要你可以 全身心的投入进去，在面对困难时不退缩，那么最终一定会 收获到自己的想要的结果。 十二、参考书目：

《机械设计课程设计》 ……………………西北工业大学 李育锡 主编 《机械制图》……………………西北工业大学 臧宏琦 王永平 主编 《机械设计基础》…………………………………………李育锡 主编