《课程设计》

1、佛 山 职 业 技 术 学 院机 械 设 计 基 础指导老师：郭仁生学生姓名：梁学楷学 号：26班 级：10221 专 业：模具设计与制造2011年12月课程设计任务书一、实训课题设计带式运输机传动装置中的输出轴轴系设计1、工作条件：单向连续运转，载荷有振动，两班制工作小批量生产，运输带速度允许误差为。2、带式运输机传动方案：3原始数据：数据编号123456789运输带工作拉力120015001800200022002500300035004000运输带工作速度1.21.21.21.51.51.51.11.11.1卷筒直径200220240250280300220240300（备注：完成表中5

2、号的课题设计。）工作条件：单向连续运转，载荷有轻微振动；两班制工作，3年大修，使用期10年；小批量生产；运输带速度允许误差为5%。附录1：机械传动装置的运动和动力参数计算参考资料 1、机械传动效率v带传动；8级精度的一般齿轮传动（油润滑） ；滚动轴承（油润滑）：（球），（滚子）；联轴器；传动装置总效率 2、运输带所需的功率其中，运输带工作拉力；运输带工作速度。3、确定电动机功率4、确定电动机转速选用同步转速为1500，确定满载转=1440电动机的选择参考y系列y112m-4三相同步电动机。5、总传动比及其分配滚筒转速；总传动比 取单级圆柱齿轮传动比=3.5 则v带的传动比=4.076、计算各轴

3、运动和动力参数各轴编号：电动机（小带轮）轴、小齿轮（输入）轴、大齿轮（输出）轴、滚筒轴各轴转速：= 1440； =102.314=102.314各轴功率：=3.687kw = = ；=各轴转矩：=9550 =9550 =9550=9550将计算得到的运动和动力参数列表：参 数轴 号电动机轴轴轴轴传动类型v带传动齿轮传动联轴器传动比 4.073.51效率 0.990.990.97转速 1440102.314102.314功率 3.687转矩 % 1-传动装置的运动和动力参数计算（电动机-v 带传动-齿轮传动-联轴器） f=2200; % 运输带工作拉力(n) v=1.5; % 运输带工作速度(m

4、/s) d=280; % 卷筒直径(mm) disp = 已知条件 = fprintf( 运输带工作拉力 f = %3.3f n n,f) fprintf( 运输带工作速度 v = %3.3f m/s n,v) fprintf( 工作机卷筒直径 d = %3.3f mm n,d) % 1、机械传动效率 eta1=0.97; % v 带传动 eta2=0.97; % 8 级精度的一般齿轮传动（油润滑） eta3=0.98; % 滚动轴承（滚子,油润滑） eta4=0.99; % 联轴器 etaz=eta1*eta2*eta32*eta4; % 传动装置总效率 % 2、工作机械所需的功率 pw=f

5、*v/1e3; % 3、确定需要的电动机功率 pd=pw/etaz; disp * 计算结果 * fprintf( 传动装置总效率 etaz = %3.3f n,etaz) fprintf( 工作机械所需功率 pw = %3.3f kw n,pw) fprintf( 所需电动机功率 pd = %3.3f kw n,pd) % 4、确定电动机转速 disp 根据需要电动机功率 pd，选用同步转速 1500r/min 的电动机y112m-4(额定功率 4kw) nm=1440; % 满载转速(r/min) % 5、总传动比及其分配 nw=6e4*v/(pi*d); % 卷筒转速(r/min) i=

6、nm/nw; % 总传动比 i2=3.5; % 选择齿轮传动比 i1=i/i2; % v 带传动比 fprintf( 卷筒转速 nw = %3.3f r/min n,nw) fprintf( 总传动比 i = %3.3f n,i) fprintf( v带传动比 i1 = %3.3f n,i1) fprintf( 齿轮传动比 i2 = %3.3f n,i2) % 6、计算各轴运动和动力参数 % 各轴编号：电动机（小带轮）轴、小齿轮（输入）轴、大齿轮（输出）轴、滚筒轴 n1=nm;n2=n1/i1;n3=n2/i2;n4=n3; fprintf( 电动机轴转速 n1 = %3.3f r/min n

7、,n1) fprintf( 减速器输入轴转速 n2 = %3.3f r/min n,n2) fprintf( 减速器输出轴转速 n3 = %3.3f r/min n,n3) fprintf( 卷筒轴转速 n4 = %3.3f r/min n,n4) p1=pd;p2=eta1*p1;p3=eta2*eta3*p2;p4=eta3*eta4*p3; fprintf( 电动机轴功率 p1 = %3.3f kw n,p1) fprintf( 减速器输入轴功率 p2 = %3.3f kw n,p2) fprintf( 减速器输出轴功率 p3 = %3.3f kw n,p3) fprintf( 卷筒轴功

8、率 p4 = %3.3f kw n,p4) t1=9550*p1/n1;t2=9550*p2/n2;t3=9550*p3/n3;t4=9550*p4/n4; fprintf( 电动机轴转矩 t1 = %3.3f nm n,t1) fprintf( 减速器输入轴转矩 t2 = %3.3f nm n,t2) fprintf( 减速器输出轴转矩 t3 = %3.3f nm n,t3) fprintf( 卷筒轴转矩 t4 = %3.3f nm n,t4) = 已知条件 = 运输带工作拉力 f = 2200.000 n 运输带工作速度 v = 1.500 m/s 工作机卷筒直径 d = 280.000

9、mm * 计算结果 * 传动装置总效率 etaz = 0.895 工作机械所需功率 pw = 3.300 kw 所需电动机功率 pd = 3.689 kw 根据需要电动机功率 pd，选用同步转速 1500r/min 的电动机y112m-4(额定功率 4kw) 卷筒转速 nw = 102.314 r/min 总传动比 i = 14.074 v带传动比 i1 = 4.021 齿轮传动比 i2 = 3.500 电动机轴转速 n1 = 1440.000 r/min 减速器输入轴转速 n2 = 358.099 r/min 减速器输出轴转速 n3 = 102.314 r/min 卷筒轴转速 n4 = 10

10、2.314 r/min 电动机轴功率 p1 = 3.689 kw 减速器输入轴功率 p2 = 3.578 kw 减速器输出轴功率 p3 = 3.401 kw 卷筒轴功率 p4 = 3.300 kw 电动机轴转矩 t1 = 24.464 nm 减速器输入轴转矩 t2 = 95.424 nm 减速器输出轴转矩 t3 = 317.484 nm 卷筒轴转矩 t4 = 308.023 nm二v带传动选用计算 设计带式输送机的v带传动，输入功率，满载转速 ，传动比i=4.07，两班制工作，要求传动中心距 。 解：（1）确定计算功率和选取v带类型 查表8-12得工作情况系数，根据式（8-15）有 =根据和从

11、图8-14中选用a型普通v带。 （2）确定带轮基准直径和 由表8-2查得主动带轮允许的最小基准直径，再从表中带轮的基准直径系列中，取。 根据式(8-17),计算从动带轮的 基准直=查表8-2，选取符合带轮的基准直径系列要求。 （3）验算带的速度v根据式（8-16） v=带的速度在（525）的范围之内，合适。 （4）确定普通v带的基准长度和传动中心距 根据式（8-18）有 按照结构要求取中心距=700mm，符合兼顾带传动绕转次数和结构尺寸因素的范围。 根据式（8-19）计算带的初选长度+=22230mm根据表8-5，选带的基准长度mm。 根据式（8-20）计算带的实际中心距 将计算结果圆整=70

12、5。或，按式（其中，）计算。 （5）验算主动轮上的包角根据式（8-22）有 主动轮上的包角合适。 （6）计算v带的根数z根据a型v带和，查表8-8得；根据a型v带和i=4.07，查表8-10得；根据，查表8-12得；根据，查表8-13得讲以上计算系数代入式（8-23）有 取带的根数z=4根。（7）计算出拉力根据a型v带，查表8-11得v带每米长度质量，代入式（8-24）有 156.13n （8）计算作用在带轮轴上的压力根据式（8-25）有 1219.044n % 2-v 带传动设计 p1=3.686;i=4.07;n1=1440;ka=1.2; % 已知条件 disp = 已知条件 = fpr

13、intf( 传递功率 p1 = %3.3f kw n,p1) fprintf( 传动比 i = %3.3f n,i) fprintf( 小带轮转速 n1 = %3.3f r/min n,n1) fprintf( 工况系数 ka = %3.3f n,ka) disp * 计算结果 * disp 根据传递功率 p1 和小带轮转速 n1，选择a 型带 dd1=100; % 小带轮基准直径推荐值 dd1min=100mm; dd2=dd1*i;dd2=407; % 选择大带轮基准直径系列值 fprintf( 小带轮基准直径 dd1 = %3.3f mm n,dd1) fprintf( 大带轮基准直径

14、dd2 = %3.3f mm n,dd2) v=pi*dd1*n1/6e4; % 带速范围 v=525m/s amin=0.7*(dd1+dd2);amax=2*(dd1+dd2); a0=700; % 中心距范围 a0=aminamax fprintf( 中心距最小值 amin = %3.3f mm n,amin) fprintf( 中心距最大值 amax = %3.3f mm n,amax) fprintf( 中心距初值 a0 = %3.3f mm n,a0) l0=2*a0+0.5*pi*dd1*(i+1)+0.25*dd12*(i-1)2/a0; ld=2240; % 带的基准长度 l

15、d(mm) kl=0.20639*ld0.211806; % 带的长度系数(查表 kl=0.99) fprintf( 带基准长度计算值 l0 = %3.3f mm n,l0) fprintf( 带基准长度系列值 ld = %3.3f mm n,ld) fprintf( 带长度系数 kl = %3.3f n,kl) a1=ld/4-pi*dd1*(i+1)/8; a2=dd12*(i-1)2/8; aj=a1+sqrt(a12-a2); % 计算中心距 mm a=round(aj); % 圆整中心距 a alpha=180*(1-dd1*(i-1)/a/pi); % 要求小带轮包角=120 度

16、fprintf( 中心距 a = %3.3f mm n,a) fprintf( 小带轮包角 alpha = %3.3f n,alpha) kalf=alpha/(0.549636*alpha+80.395144);% 小带轮包角系数(查表 kalf=0.96) fprintf( 包角系数 kalf = %3.3f n,kalf) p0=0.01738*dd1-0.774138; % 单根带额定功率(查表 p0=0.97) dp0=0.001023+0.00012*n1; % 根据a 型带和带速=2m 拟合功率增量（查表 dp0=0.11) zj=ka*p1/(p0+dp0)/kl/kalf;

17、% 计算带的根数 z=round(zj+0.5); % 圆整带的根数 fprintf( 单根带额定功率 p0 = %3.3f kw n,p0) fprintf( 带功率增量 dp0 = %3.3f kw n,dp0) fprintf( v 带计算根数 zj = %3.3f n,zj) fprintf( v 带圆整根数 z = %3.3f n,z) q=0.59; % a 带每米长度质量(kg/m) f0=500*ka*p1*(2.5/kalf-1)/v/z+q*v2; % 初拉力(n) q=2*z*f0*sin(0.5*alpha*pi/180); % 压轴力(n) fprintf( a 带每

18、米长度质量 q = %3.3f kg/m n,q) fprintf( 初拉力 f0 = %3.3f n n,f0) fprintf( 压轴力 q = %3.3f n n,q) = 已知条件 = 传递功率 p1 = 3.686 kw 传动比 i = 4.070 小带轮转速 n1 = 1440.000 r/min 工况系数 ka = 1.200 * 计算结果 * 根据传递功率 p1 和小带轮转速 n1，选择a 型带 小带轮基准直径 dd1 = 100.000 mm 大带轮基准直径 dd2 = 407.000 mm 中心距最小值 amin = 354.900 mm 中心距最大值 amax = 101

19、4.000 mm 中心距初值 a0 = 700.000 mm 带基准长度计算值 l0 = 2230.054 mm 带基准长度系列值 ld = 2240.000 mm 带长度系数 kl = 1.058 中心距 a = 705.000 mm 小带轮包角 alpha = 155.050 包角系数 kalf = 0.936 单根带额定功率 p0 = 0.964 kw 带功率增量 dp0 = 0.174 kw v 带计算根数 zj = 3.927 v 带圆整根数 z = 4.000 a 带每米长度质量 q = 0.590 kg/m 初拉力 f0 = 156.030 n 压轴力 q = 1218.770

20、n （9）带轮结构设计与技术要求，画出带轮工作图。小带轮采用实心式（s型）结构。大带轮采用幅板式（s型）结构。 三 齿轮传动设计计算 1齿轮传动的功率和转速已知：主动齿轮传递功率,转矩，转速=358.099，传动比=3.5。 2选择齿轮材料，并确定许用应力由于传递功率和转速中等，载荷有轻微冲击，要求就够紧凑，应采用硬齿面齿轮传动。大小齿轮都采用45钢，表面淬火，齿面硬度rec45。由图10-42和图10-43查出试验齿轮的疲劳极限，确定许用应力 3.选择齿轮传动的精度等级和设计参数由于是带式运输机上用齿轮传动，转速不高，参考表10-12选择普通8级精度，要求齿面粗糙度，采用范成法插齿或滚齿。取

21、小齿轮齿数，则。参考表10-11选择齿宽系数。初选螺旋角。4.按齿轮弯曲强度计算模数按式（10-32）计算当量齿数 从表10-10查出复合齿形系数,。 根据较小冲击载荷.轴承对称布置和轴的刚度较大，去载荷系数k=1.4. 按式（10-53）计算模数（由于,而，故将代入计算） 查表10-1取标准值。 5.协调设计参数 计算中心距 去取=110mm。则螺旋角为 （右旋）在的范围内，适用；所选的计系数符合表10-8对应螺旋角范围。 6.计算主要几何尺寸 齿轮分度圆直径 齿轮齿顶圆直径 齿轮齿根圆直径 齿宽为 圆整取，（为便于安装，通常取小齿轮的宽度比大齿轮大510mm） 7.校核齿面接触强度 根据式

22、（10-52），满足齿面接触强度所需要的小齿轮分度圆直径为 它小于设计结果，故齿面接触强度足够。 8.齿轮圆周速度 3.687m/s 对照表10-12，满足斜齿圆柱齿轮传动8级精度要求 % 3-斜齿圆柱齿轮传动设计计算% 已知条件f=2200; % 输送带工作拉力(n)v=1.5; % 输送带工作速度(m/s)d=280; % 滚筒直径(mm)nu=0.97; % 斜齿圆柱齿轮传动效率i=3.5; % 齿轮副传动比hd=pi/180; % 角度换算成弧度的系数disp disp = 已知条件 =;fprintf( 输送带工作拉力 f = %3.0f n n,f);fprintf( 输送带工作速

23、度 v = %3.2f m/s n,v);fprintf( 滚筒直径 d = %3.0f mm n,d);fprintf( 齿轮传动效率 nu = %3.2f n,nu);fprintf( 齿轮副传动比 i = %3.2f n,i);% 采用硬齿面齿轮传动p2=f*v/1000; % 大齿轮传递功率(kw)n2=60*v*1e3/pi/d; % 大齿轮转速(r/min)p1=p2/nu; % 小齿轮传递功率(kw)n1=i*n2; % 小齿轮转速(r/min)chm=1500; % 试验齿轮接触疲劳极限(mpa) cfm=460; % 试验齿轮弯曲疲劳极限(mpa)chp=0.9*chm; %

24、 试验齿轮许用接触应力(mpa)cfp=1.4*cfm; % 试验齿轮许用弯曲应力(单向传动)z1=18; % 小齿轮齿数(选取)z2=round(i*z1); % 大齿轮齿数u=z2/z1; % 齿数比pd=0.675; % 齿宽系数bat0=10; % 螺旋角初值t1=9550*p1/n1; % 小齿轮传递转矩(nm)zv1=z1/(cos(bat0*hd)3; % 小齿轮当量齿数zv2=u*zv1; % 大齿轮当量齿数ysf1=4.43; % 小齿轮齿形系数ysf2=3.88; % 大齿轮齿形系数if ysf1=ysf2 ysf=ysf1; % 确定计算齿形系数else ysf=ysf2

25、;endk=1.4; % 载荷系数am=12.0; % 齿根弯曲强度计算系数(螺旋角范围15-25)mnj=am*(k*t1*ysf/pd/z12/cfp)(1/3); % 按照齿根弯曲强度计算模数(mm)if mnj15 & bat=25 螺旋角在15-25范围内,计算系数选择合适else 螺旋角超出15-25范围,重新选择计算系数endd1=mn*z1/cos(bat*hd); % 计算分度圆直径(mm)d2=u*d1;han=1.0; % 正常齿制cn=0.25;da1=d1+2*han*mn; % 计算齿顶圆直径(mm)da2=d2+2*han*mn;df1=d1-2*han*mn-2

26、*cn*mn; % 计算齿根圆直径(mm)df2=d2-2*han*mn-2*cn*mn;b=pd*d1;b2=round(b/2)*2; % 确定齿宽(mm)b1=b2+6;ad=733; % 齿面接触强度计算系数(螺旋角范围15-25)d1j=ad*(k*t1*(u+1)/pd/chp2/u)(1/3); % 按照齿面接触强度计算分度圆直径(mm)if d1j % 4-轴的设计计算(弯扭组合)t1=95.424;t2=317.484; % 两个齿轮传递的转矩p2=3.399;n2=102.314; % 大齿轮传递功率和转速d1=48.898;beta=23.007;hd=pi/180; %

27、 小齿轮分度圆直径和螺旋角d2=171.11;c=112; % 大齿轮分度圆直径、45钢材料系数d0=c*(p2/n2)(1/3)*1.05; % 按扭转估算轴径,并考虑键槽影响d=round(d0/5)*5;alpha=20; % 齿轮分度圆压力角ft=round(2000*t1/d1); % 齿轮传递的圆周力(n)fr=round(ft*tan(alpha*hd)/cos(beta*hd); % 齿轮传递的径向力(n)fa=round(ft*tan(beta*hd); % 齿轮传递的轴向力(n)l1=46; % 齿宽中心线到a轴承支座反力作用点的距离(mm)l2=46; % 齿宽中心线到b

28、轴承支座反力作用点的距离(mm)fa_h=round(ft*l2/(l1+l2); % a支座h面反力(n)fb_h=ft-fa_h; % b支座h面反力(n) mc_h=fa_h*l1; % h面弯矩(nmm)fa_v=round(fr*l2+fa*d2/2)/(l1+l2); % a支座v面反力(n)fb_v=fr-fa_v; % b支座v面反力(n)mc_v1=fa_v*l1; % v面弯矩1(nmm)mc_v2=fb_v*l2; % v面弯矩2(nmm)mc12=mc_v1-mc_v2; % v面弯矩突变值(nmm)mcm=round(fa*d2/2); % 在截面c的集中力偶矩(nmm)mc1=round(sqrt(mc_h2+mc_v12); % 合成弯矩1(nmm)mc2=round(sqrt(mc_h2+mc_v22); % 合成弯矩1(nmm)if mc1=mc2 % 确定最大弯矩(nmm) mc=mc1;else