机械设计基础课程设计

一、设计任务书

1） 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置

2） 工作条件：

工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产批量

10 2 多灰尘 稍有波动 小批

3） 技术数据

题号 滚筒圆周力F(N) 带速

v(m/s) 滚筒直径

D(mm) 滚筒长度

L(mm)

ZDD-5 1100 3200 500

二、电动机的选择计算

1）、选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应

选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y

系列电动机

2）、滚筒转动所需要的有效功率Fv/1000=

根据表确定各部分的效率:

V带传动效率 η1 =

一对滚动球轴承效率 η2 = 闭式齿轮的传动效率 η3 =

弹性联轴器效率 η4 =

滑动轴承传动效率 η5 ＝

传动滚筒效率 η6=

则总的传动总效率

η = η1×η2η2 ×η3×η4×η5×η6

= ××××××

=

3).电机的转速

需的电动机的功率

现以同步转速为Y100L2-4型（1500r/min） 及Y132M2-6

型（1000r/min）两种方案比较，传动比96.103.131144001wnni

31.73.13196002wnni；由表查得电动机数据，

方案号 电动机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速(r/min) 总传动比

1 Y100L2-4 1500 1430

2 Y132S-6 1000 960

比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2

选电动机Y132S—6型 ，额定功率, 同步转 速1000r/min,满载转速960r/min。

同时，由表查得电动机中心高 H=132mm，

外伸轴段 D×E=38mm×80mm。

三、传动装置的运动及动力参数计算

总传动比31.70wnni;由表得，V带传

动的i12= ，则齿轮传动的传动比为：

i23=i/i12==

此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的

和尺寸确定后才能确定。并且允许有（3-5%）的误差。

（二） 各轴功率、转速和转矩的计算

0轴：（电动机轴）

p1=pr=

n1=960r/min

T1 =*p1/ n1=**1000/960=

1轴： （减速器高速轴）

P2=p1*η12= *=

N2=n1/i12=960/=384r/min

T2=*p2/n2=**1000/384=

3轴：（减速器低速轴）

P3=p2*η23=**=

N3=n2/i23=384/=min T3=**1000/=

4. 轴：（即传动滚筒轴）

N4=n3/i34=1=min

P4=p3*η34=**=

T4=**1000/=

各轴运动及动力参数

四、传动零件的设计计算

1.选择V带的型号

因为小轮的转速是960r/min，班制是2年，载荷变动小，

取Ka=;

Pc= =*=

查表10-3和课本图10-7，可得选用A型号带，dd1min

=75mm;由表10-5，取标准直径 即dd1=100mm 轴序号 功率P(kw) 转速n(r/min) 转矩 传动形式 传动比 效率η

1 960 弹性联轴器

2 384

齿轮传动

3

带传动

4 2.验算带速

V=* dd1 *n1 /60*1000=;

满足5m/s <= V<=25-30m/s;

3.确定大带轮的标准直径:

Dd2=n1/n 2*dd1=960/384*100=250mm;

查表10-5，取其标准值

4.确定中心距a 和带长Ld:

V带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的工作能力；

初定中心距a0,a0= dd1 +dd1)=245~~700 mm

取350mm

相应a0的带基准长度Ld0:

Ld0=2*a0 +2 *( dd1 +dd1)+(dd2 –dd1)2/4* a0=1265.57 mm;

查表10-2可得，取Ld=1250mm;

由 Ld 放过来求实际的中心距a,

a =a0 +(Ld –Ld0)/2 =342.5mm（取343mm）

5.验算小轮包角a1,

由式a1 =1800-2r;

r =arcsin(dd2 –dd1) /2a 可得，

r =arcsin(250 - 100)/2*343 =

a1 =1800 -2* 0 =>1200

符合要求；

6.计算带的根数；

Z = Pc /(P0 +^P0)*Ka*Kl 查表可得，P0 =, ^P0 =

查表可得，Ka =,

查表，Kl =

代入得，z =+** =;

取4根；

7.计算作用在轴上的载荷Qr 和初拉力 F0

Qr =2 F0 *z *cosr= 2* *4*cosr =

且F0为单根带的初拉力，

F0 = 500* Pc/v*z *Ka -1 ) +qv2

=

（查表可得，q =0.10kg/m）

验算带的实际传动比，

i 实 =dd2/dd2 =250/100 =

．减速器内传动零件的设计计算；

小齿轮 40Cr钢 调质处理 齿面硬度 250-280HBS

大齿轮 zg310-570钢 正火处理 齿面硬度 162-185HBS

计算应力循环次数

查图5-17，ZN1= ZN2=（允许一定点蚀）

由式5-29，ZX1=ZX2= ，

取SHmin= ZW= ZLVR=

由图5-16b，得

由5-28式计算许用接触应力

因12HH，故取22/2.475mmNHH 2） 按齿面接触强度确定中心距

小轮转矩T1=68044N·mm

初取1.12ttZK，由表5-5得2/.9.188mmNZE

减速传动，02.4iu;取4.0a

由图11-7可得，HZ=；

由式（5-39）计算中心距a

由,取中心距a=149mm。 a=150mm

估算模数mn=~a=—2.96mm,

取标准模数mn=2mm。 mn=2mm

小齿轮齿数：68.29102.421492121umazn

大齿轮齿数： z2=uz1=31.11902.468.29x

取z1=30，z2=120 z1=30，z2=120

实际传动比0.43012012zzi实

传动比误差

%5%49.0%10002.40.402.4%100理实理iiii，

齿轮分度圆直径

圆周速度smndv/21.11063846010604311

由表5-6,取齿轮精度为8级.

(3) 验算齿面接触疲劳强度

按电机驱动,载荷稍有波动,由表5-3,取KA= 由图5-4b，

按8级精度和smvz/363.0100/3021.1100/1，

得Kv=。

齿宽mmaba6.591494.0。

由图5-7a，按b/d1=,考虑轴的刚度较大和

齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=。

由表5-4，得Kα=

载荷系数54.11.108.104.125.1KKKKKvA

齿顶圆直径

查表11-6可得，89.0Z

由式5-39,计算齿面接触应力

故安全。

（4） 验算齿根弯曲疲劳强度

按Z1=30，Z2=120,

由图5-18b，得21lim/290mmNF，22lim/152mmNF

由图5-19，得Y1N=，Y2N=

由式5-32，mn=2mm<5mm,故Y1X=Y2X=。

取YST=，SminF=

由式5-31计算许用弯曲应力

222min2lim2/2170.10.14.12152mmNYYSYXNFSTFF，

由图5-14得Y1Fa=，Y2Fa=

由图5-15得Y1Sa=，Y2Sa=。 由式（5-47）计算Yβ，

（5） 齿轮主要几何参数

z1=30, z2=120, u=, mn=2 mm, β0=0,

d1=60 mm, d2=240 mm,

ha1 = ha2 =2mm,

da1=64mm, da2=244 mm

df1=55mm, df2=235 mm, a=150mm

齿宽b2 = b 1 =59.6mm, b1=b2+(5~10)=68mm

(6) 低速轴上齿轮的主要参数

D0=da2-14=230 mm

D3 = =91.2 mm

C = = (12-18)mm,取16；

r = 0.5C;

n2 =0.5m = ;

D4 = 57mm;

五、轴的设计计算

（一） 高速轴的设计，联轴器的选择

1． 初步估定减速器高速轴外伸段轴径

由表８-２，

mmnPAd02.25384736.213033,受键槽影响加

大%5取ｄ＝28mm