机械专业的毕业设计

课程设计报告

课程名称：机械基础

设计题目：输送传动机的设计

系别：机电工程系

专业班级：机电一体化八班

学生姓名：闫亚辉

学号：020********

指导老师：张艳玲

设计时间：2010.12.10

河南质量工程职业学院

《机械基础》课程设计任务书

班级09机电8班学生姓名闫亚辉指导教师张艳玲课程设计题目输送传动机的设计

主要设计内容

本文设计的就是一种典型的输送机传动设计装置。其中小齿轮材料为40Cr（调质），硬度约为240HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为215HBS，齿轮精度等级为8级。轴、轴承、键均选用钢质材料

主要技术指标和设计要求（1）齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮

传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬

齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠。工作条件：

使用年限10年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，

载荷平稳，环境清洁。

（2）原始数据：滚筒圆周力F=2.5kN；带速V=1.7m/s；

滚筒直径D=300mm。

（3）关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器

主要参考资料及文献[1]隋冬杰，刘晓菡，王傲胜，机械基础.上海：上海同济大学出版社.

[2] 孔凌嘉，王晓力，机械设计. 北京：北京理工大学出版社，1988.

[3] 余长庚，卢玉明，机械设计基础. 北京：高等教育出版社，1984.

[4] 岳优兰，马文锁，机械设计基础. 开封：河南大学出版社，2000.

[5]卜炎.机械传动装置设计手册. 北京：机械工业出版社，1989.

一、电动机选择 (3)

二、计算总传动比及分配各级的传动比 (4)

三、运动参数及动力参数计算 (6)

四、传动零件的设计计算 (7)

五、轴的设计计算 (10)

六、滚动轴承的选择及校核计算 (12)

七、键联接的选择及校核计算 (13)

八、箱体设计 (14)

九总结 (16)

十参考文献 (17)

一、电动机选择

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）传动装置的总功率：

η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96

=0.83

(2)电机所需的工作功率：

工作=FV/（1000η

总

）

=2500×1.7/（1000×0.83）

=5.12KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

筒

=60×1000V/πD

=60×1000×1.7/π×300

=108.2r/min

按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围

I’

a =3~6。取V带传动比I’

=2~4，则总传动比理时范围为I’

=6~24。故电动

机转速的可选范围为n’

d =I’

×n

筒

=（6~24）×108.2=649.4~2597.4r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传

支比方案：由《机械设计手册》查得。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，可见第3方案比较适合，则选n=1000r/min 。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y13M2-6

。

其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960r/min，

二、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i

总=n

电动

筒

=960/108.2=8.87

2、分配各级伟动比

（1）据指导书P7表1，取齿轮i

带=2.3（V带传动比I’

=2~4合理）

（2）∵i

总=i

齿轮

×i

带

∴i

齿轮=i

总

带

=8.87/2.3=3.86

三、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

=n电机=960r/min

n II =n

带

=960/2.3=417.39(r/min)

n III =n

齿轮

=417.39/3.86=108.13(r/min)

2、计算各轴的功率（KW）

P I =P

工作

×η

带

=5.12×0.96=4.92KW

P II =P

×η

轴承

×η

齿轮

=4.92×0.98×0.97=4.67KW

P III =P

×η

轴承

×η

联轴器

=4.67×0.97×0.99=4.48KW

3、计算各轴扭矩（N·mm）

工作

=9550×5.12/960=50.93

T I = T

工作

×η

带

×i

带

=50.93×2.3×0.96=112.6N·m

T II = T

×i

齿轮

×η

轴承

×η

齿轮

=112.6×3.86×0.98×0.97=412.45N·m

T III =T

×η

轴承

×η

联轴器

=412.45×0.97×0.99=395.67N·

四、传动零件的设计计算

1.确定计算功率P

由课本表8-7得：k

=1.1

P C =K

P=1.1×5.5=6.05KW

2.选择V带的带型

根据P

C 、n

由课本图8-10得：选用A型

3. 确定带轮的基准直径d

并验算带速v。

1）初选小带轮的基准直径d

由课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径

=100mm。

2）验算带速v。按课本式（8-13）验算带的速度

v=πd

d1n

/（60×1000）

=π×100×1000/（60×1000）=5.24m/s

在5-30m/s范围内，带速合适。

3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径d

d d2=i

带

·d

=2.3×100=230mm

由课本表8-8，圆整为d

=250mm

4.确定带长和中心矩

1）根据课本式（8-20），初定中心距a

=500mm 2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度

L d0≈2a

+π(d

)/2+(d

-d

) 2/（4a

）

=2×500+3.14×（100+250）/2+（250-100）2/（4×500）≈1561mm 选带的基准长度L

=1400mm

实际中心距a。

a≈a

0+（L

）/2=500+（1400-1561）/2=425mm

5.验算小带轮上的包角α

α1=1800-（d d2-d d1）/a×57.30

=1800-（250-100）/427×57.30

=1520>900（适用）

1.确定带的根数z

1）计算单根V带的额定功率p

。

由d

d1=100mm和n

=1000r/min根据课本表8-4a得

=0.988KW

根据n

1=960r/min，i

带

=3.4和A型带，查课本表（5-6）得△P

=0.118KW

根据课本表8-5得K

=0.91

根据课本表8-2得K

=0.99 由课本P83式（5-12）得

P r =（P

△P

）×K

×K

=（0.988+0.118）×0.91×0.99=0.996kw

2)计算V带的根数z。

z=P

/Pr=6.05/0.996=6.07 圆整为7根

7.计算单根V带的初压力的最小值(F

0) min

由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

min

=500（2.5- K

）P

/zvK

+qV2

=[500×（2.5-0.91）×6.05/（0.91×7×5.24）+0.1×5.242]N =147N

应使带的实际初拉力F

0>(F

)

min

。

8.计算压轴力F

p 压轴力的最小值为

（F

p ）

min

=2z（F

）

min

sin（α

/2）

=2×7×147×sin（146°/2）=1968N

2.齿轮传动设计计算

1选定齿轮材料及精度等级及齿数

1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。

2）材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS。

3）选小齿轮齿数 z

1=24，大齿轮齿数z

=24×3.86=92.64，取93。

2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a）

d 1≥2.32(KT

(u+1)Z

2/φ

u[σ

]2)1/3

(1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K

=1.3 2）计算小齿轮传递的转矩

T 1=9.55×106×P

=95.5×106×4.92/342.86=137041N·mm

1）选定载荷系数，因原动机为电动机，载荷不太平稳，工作是有中等冲击，齿轮两轴之间对称分布，从表6-5

原动机工作情况

工作机械的在和特性

平稳或比较

平稳

中等冲击严重冲击

工作平稳

（电动机）

1.0~1.2 1.2~1.6 1.6~1.8

轻度冲击

（多缸内燃机）

1.2~1.6 1.6~1.8 1.9~

2.1

中等冲击

（单缸内燃机）

1.6~1.8 1.8~

2.0 2.2~2.4

中查的载荷系数K=1.6

4）选择齿宽系数，因为齿轮为软齿面，以及齿轮在两轴承之间为对称分布，从表6-6

齿面相对位置齿面硬度

<=350HBS >350HBS 对称布置0.8~1.4 0.4~0.9

非对称布置0.6~1.2 0.3~0.6

悬臂布置0.3~0.4 0.2~0.25

中查取齿宽系数φd=1

5）选择材料的弹性系数，因为两轮均为优质碳素钢，查表6-7

大齿轮材

料小齿轮材料钢铸钢铸铁球墨铸铁

钢189.8 188.9 165.4 181.4

铸钢188.9 188.0 161.4 180.5

从表6-8

SHmin Sfmin

齿轮传动装置的重

要性

一般 1 1

1.25 1.5

齿轮破坏会引起严

重后果

6-10标准齿轮相对应力集中系数

齿数

齿轮

材料

14 17 20 22 25 30 40 50 60 80 10 150

0.81 0.83 0.85 0.86 0.88 0.90 0.92 0.94 0.95 0.96 0.98 1 调制

刚

0.84 0.86 0.88 0.89 0.90 0.91 0.93 0.95 0.96 0.97 0.99 1 渗碳

钢

铸件0.88 0.90 0.91 0.92 0.93 0.94 0.95 0.96 0.97 0.98 0.99 1

3)由课本表6-6选取齿款系数φ

=189.8MPa1/2

4)由课本表6-7查得材料的弹性影响系数Z

=600MPa；

5)由课本6-13按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ

Hlim 1

=550MPa；

打齿轮的接触疲劳强度极限σ

Hlim 2

6）由课本式6-5计算应力循环次数N L N L1=60n 1jL h=60×342.86×1×(16×300×10)

=9.874×108

N L2=N L1/i=9.874×108/3.86=2.558×108

7）由图课本6-13取接触疲劳寿命系数K HN1=0.96 K HN2=0.98

8）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.0 [σH ]1= K HN1σ

Hlim1

/S=0.96×600/1.0Mpa

=576Mpa [σH ]2= K HN2σ

Hlim2

/S=0.98×550/1.0Mpa

=539Mpa (2)计算

1）试算小齿轮分度圆直径d d1，代入[σH ]较小的值 d d1≥2.32(KT 1(u+1)Z E 2/φd u[σH ]2)1/3

=2.32×[1.3×1.37×105×（3+1）×189.82/(3.86×5392)] 1/3 =71.266mm

2)计算圆周速度v 。

v=πd d1n 1/（60×1000）=3.14×71.266×342.86/（60×1000）=1.28m/s 3）计算齿宽b 。

b=φd d 1=1×71.266mm=71.266mm 4）计算齿宽与齿高之比b/h 。模数：m=d 1/Z 1=71.266/24=2.969mm 齿高：h=2.25m=2.25×2.969=6.68mm b/h=10.67 5）计算载荷系数。

根据v=1.28m/s ，7级精度，由课本图6-5查得动载荷系数K v =1.07；直齿轮，K Ha =K Fa =1：由课本表6-5查得K A =1

由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K

Hβ=1.316

由b/h=10.67，K

Hβ=1.316查课本表6-5得K

Fβ

=1.28：故载荷系数

K=K

A ×K

×K

Fβ

=1×1.07×1×1.316=1.408

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，

d 1= d

(K/K

) 1/3=71.266×(1.408/1.3) 1/3=73.187mm

7)计算模数m：m=d

/z1=73.187/24=3.05mm 3.按齿根弯曲强度设计

由课本式（6-15）得弯曲强度的设计公式

m≥[2KT

/(φ

2σ

)] 1/3

（1）确定公式内的各计算数值

1）由课本图6-15查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ

FE1

=500MPa；大齿轮的

弯曲疲劳强度极限σ

FE2

=380MPa

2）由课本图6-13取弯曲疲劳寿命系数K

FN1=0.85 K

FN2

=0.88

3)计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得

[σ

F ]

= K

FN1

FE1

/S=0.85×500/1.4=303.57MPa

[σ

F ]

= K

FN2

FE2

/S=0.88×380/1.4=238.86MPa

4)计算载荷系数K

K=K

A ×K

×K

Fβ

=1×1.07×1×1.28=1.37

5)取齿形系数。

由课本表6-10查得 Y

Fa1=2.65 Y

Fa2

=2.226

6）查取应力校正系数

由课本表6-10查得 Y

Sa1=1.58 Y

Sa2

=1.764

7）计算大、小齿轮的Y

Fa Y

/[σ

]

Y Fa1 Y

Sa1

/[σ

]

=2.65×1.58/303.57=0.01379

Y Fa2 Y

Sa2

/[σ

]

=2.226×1.764/238.86=0.01644

大齿轮的数值大。

8)设计计算

m≥[2×1.37×1.37×105×0.01644 /(1×242)] 1/3

=2.2mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.2并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度的的分度圆

直径d

1=73.187，算出小齿轮的齿数z

/m=73.187/2.5=30

大齿轮的齿数z

=3.86×30=116

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径 d

1= z

m=30×2.5=75mm

2= z

m=116×2.5=290mm

（2）计算中心距 a=（d

1+ d

）/2=（75+290）/2=183mm

（3）计算齿轮宽度 b=φ

d d

=1×75=75mm取B

=75mm ，B

=80mm

六、轴的设计计算

输出轴的设计计算

1、两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩T

II输

=4.67×0.98=4.58kw

n 2=n

/i=417.39/3.86=108.13r/min

=397656N·mm

I输

=4.92×0.98=4.82 kw

=417.39 r/min

=100871 N·mm

2、求作用在齿轮上的力

因已知低速大齿轮的分度圆直径为d

=355mm

F t2=2T

=2×397656/355=2011N

F r2= F t2tan20°=2011×0.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为d 1=84mm F t1=2T 1/d 1=2×100871/84=2401N F r1=F t1tan20°=2401×0.3642=729N 4、初步确定轴的最小直径

先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调制处理。根据课本表15-3，取A 0=112，于是得

d min2= A 0（P II 输/ n 2）1/3=112×（4.58/108.13）1/3=39.04mm d min1= A 0（P 1输/ n 1）1/3=112×（4.82/417.39）1/3=25.32mm 5、联轴器的选择

为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。联轴器的计算转矩T ca =K A T 2,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取K A =1.3，则

T ca = K A T 2=1.3×397656=516952.8 N·mm

按照计算转矩T ca 应小于联轴器工程转矩条件，查《机械设计手册》，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000 N·mm。联轴器的孔径d 1=38mm ，半联轴器长度L=82mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=58mm 。 6、轴承的选择

初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承213，其尺寸d ×D ×T=65mm ×120mm ×23mm 。 7、轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由课本表6-1查得平键截面b ×h=20mm ×12mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm ×8mm ×50mm ，半联轴器与轴的配合为H7/k6. 8、确定轴上圆角尺寸

参考课本表15-2，取轴端倒角为2×45°。 9、求轴上的载荷

1轴

弯矩合成

应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据课本式（15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力

σca1=[M12+（αT1）2] 1/2/W=[81263.382+（0.6×100871）2] 1/2/（1×843）

=0.29MPa

σca2=[M12+（αT2）2] 1/2/W=[76462.382+（0.6×397656）2] 1/2/33656.9

=6.28 MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由课本表15-1查得

[σ

-1]=60MPa。因此σ

ca1

＜σ

ca2

＜[σ

-1

]，故安全。

七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命

16×360×10=576000小时 1、计算输入轴承

（1）已知n I =417.39r/min n II =108.13r/min (2)计算当量载荷P 1、P 2 取f P =1.5

P I =f P xF r1=1.5×(1×1039)=1558.5N P II =f P xF r2=1.5×(1×977.5)=1466.25 N (3)轴承寿命计算 ∵深沟球轴承ε=3 L h =106C 3/(60nP 3)

L h1=106C 3/(60nP 13)=106×[44.8×106] 3/[60×320×(1.5×1558.5) 3]

=3.67×1014h>57600h

L h2=106C 3/(60nP 23)=106×[44.8×106] 3/[60×70.8×(1.5×1466.25) 3]

=1.99×1015h>57600h

∴预期寿命足够

八、键联接的选择及校核计算由课本式（6-1）

σp =2T ×103/（kld ）确定上式中各系数 T I =100.871N·m T II =397.656N·m k 1=0.5h 1=0.5×12mm=6mm k 2=0.5h 2=0.5×8mm=4mm l 1=L 1-b 1=63mm-12mm=51mm l 2=L 2-b 2=50mm-12mm=38mm d 1=70mm d 2=38mm

σp1=2T I ×103/（k 1l 1d 1）=2×74.22×103/（6×51×70）

=6.93MPa

σp2=2T II×103/（k2l2d2）=2×315.51×103/（4×38×38）=109.24 MPa

由课本表6-2[σ

]=100-120

所以σ

p1≤[σ

] σ

≤[σ

] 满足要求

九箱体的设计

1.箱体的毛坯、材料及热处理

(1)箱体的毛坯：选用铸造毛坯或焊接毛坯，应根据具体条件进行全面分析决定。铸造容易铸造出结构复杂的箱体毛坯，焊接箱体允许有薄壁和大平面，而铸造却较困难实现薄壁和大平面。

焊接箱体一般比铸造箱体轻，铸造箱体的热影响变形小，吸振能力较强，也容易获得较好的结构刚度。

(2)箱体的材料和热处理

箱体的常用材料有：

铸铁多数箱体的材料为铸铁，铸铁流动性好，收缩较小，容易获得形状和结构复杂的箱体。铸铁的阻尼作用强，动态刚性和机加工性能好，价格适度。加入合金元素还可以提高耐磨性。具体牌号查阅有关手册。

铸造铝合金用于要求减小质量且载荷不太大的箱体。多数可通过热处理进行强化，有足够的强度和较好的塑性。

钢材铸钢有一定的强度，良好的塑性和韧性，较好的导热性和焊接性，机加工性能也较好，但铸造时容易氧化与热裂。箱体也可用低碳钢板和型钢焊接而成。箱体的热处理：

铸造或箱体毛坯中的剩余应力使箱体产生变形，为了保证箱体加工后精度的稳定性，对箱体毛坯或粗加工后要用热处理方法消除剩余应力，减少变形。常用的热处理措施有以下三类：

A)热时效。铸件在500～600°C下退火，可以大幅度地降低或消除铸造箱体中的剩余应力。

B)热冲击时效。将铸件快速加热，利用其产生的热应力与铸造剩余应力叠加，使原有剩余应力松弛。

C)自然时效。自然时效和振动时效可以提高铸件的松弛刚性，使铸件的尺寸精度稳定。

2.箱体结构参数的选择

(1) 壁厚

铸铁、铸钢和其它材料箱体的壁厚可以从表21-2中选取，表中N用下式计算：N=（2L+B+H）/3000 （mm）

式中L-铸件长度（mm），L、B、H中，L为最大值；

B-铸件宽度（mm）；H-铸件高度（mm）；

表21-2 铸造箱体的壁厚

仪器仪表铸造外壳的最小壁厚参考表21-3选取

十总结

通过这次课程设计让我了解到了v型带的传动过程，但是最后的成品却不一定与设计时完全一样，因为，再实际生产设计中存在着各种各样的条件制约。而且，在现实设计中存在着各种各样的误差。所以，在设计时应考虑全面，根据生产实际，从中找出最适合的设计方案。

通过这次学习，让我对v型带的传动有了一定的了解，所以说，应当进行实际操作与理论的结合，对自己的重要性。

十一参考文献

[1]隋冬杰，刘晓菡，王傲胜，机械基础.上海：上海同济大学出版社.

[2] 孔凌嘉，王晓力，机械设计. 北京：北京理工大学出版社，1988.

[3] 余长庚，卢玉明，机械设计基础. 北京：高等教育出版社，1984.

[4] 岳优兰，马文锁，机械设计基础. 开封：河南大学出版社，2000.

[5]卜炎.机械传动装置设计手册. 北京：机械工业出版社，1989.

[6]黄鹤汀.机械制造技术..北京:机械工业出版社.1997.12

[7]成大先.机械设计手册(第五版).北京：化学工业出版社，2008.04

河南质量职业学院机电工程系

课程设计综合成绩评定表

姓名闫亚辉学号020******** 班级机电八班课程名称机械基础

设计题目输送传动及设计

指导教师评语

指导教师签字：张艳玲

2010 年12月10 日

设计报告成绩综合评定

项目标准成绩

1、计算和绘图能力10

2、综合运用专业知识能力20

3、运用计算机能力和外语能力10

4、查阅资料、运用工具书的能力10

5、独立完成设计能力10

6、书写情况（文字能力、整洁度）10

7、表述能力（逻辑性、条理性）10

平时考核成绩（20）设计考核成绩（80）综合成绩教研室主任签名：魏波2010 年12月10 日