机械设计课程设计设计带式运输机的传动装置.doc

机械设计课程设计

带式输送机传动装置设计说明书
目录
一、 设计任务书…………………………………………………………3
二、 传动方案说明………………………………………………………4
三、 传动装置总体设计…………………………………………………5
四、 V带设计计算………………………………………………………9
五、 斜齿轮传动设计计算………………………………………………11
六、 轴的设计与校核……………………………………………………20
七、 低速轴轴承的校核…………………………………………………………25
八、 键连接的选择与校核………………………………………………26
九、 箱体的设计…………………………………………………………27
十、 减速器的润滑和密封………………………………………………29
十一、 设计心得…………………………………………………………29
十二、 参考资料…………………………………………………………29

一、设计任务书
机械设计课程设计任务书
设计带式运输机的传动装置。
工作条件：
1、 每天一班制工作，每年工作 300 天，使用年限 10 年，大修期 3 年；
2、 连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带速度允许误差±5%；
3、 生产厂可加工 7~8 级精度的齿轮；
4、 动力来源为三相交流电；
5、 批量生产。
传动装置简图：

设计任务：
1）传动装置设计计算，递交设计计算说明书1份（打印）；
2）减速器装配图设计，递交手工绘制A1图纸1张；
4）减速器零件图设计，递交手工绘制的A3图纸2张；
5）减速器三维造型和动画，递交光盘1个。

原始数据：

数据编号
91
学号
姓名
100800402
解小霞
运输机工作轴转矩T(N.m)
850N.m
运输带工作速度V(m/s)
0.95m/s
卷筒直径D(mm)
350mm

二、 传动方案说明

1.将带传动布置于高速级
将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。

2. 高低速级均选用闭式斜齿圆柱齿轮
闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。

3.将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方
由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。
综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。

三﹑传动装置总体设计

（一）电动机选择
1. 电动机的类型
Y系列三项交流异步电动机 电压380V
2. 选择电机容量
已知运输机工作时工作轴转矩=850N.m
滚筒半径D=350mm 运输机带速V=0.95m/s
查表可知:V带传动效率,齿轮副传动效率(2对，8级)
η2=0.97 ,滚动轴承效率（ 3对 ）η3=0.98 ,齿轮联轴器效率

滚筒输出的功率为：Pw1=Tw nw /9550
nw=60×1000VW／πD=51.839 r/min
Pw1=850×51.839÷9550=4.614KW
取工作机效率 ηw =0.96
工作机所需功率 PW=PW1 ∕ηw =4.614∕0.96=4.806KW
总效率 ηa=η1×η22×η33×η4=0.95×0.972×0.983×
0.99=0.833
电动机所需功率 Pd =Pw／ηa= 4.806／0.833=5.770KW
3．选择电动机转速
滚筒转速 nw=60×1000Vw／πD=51.839r／min
总传动比范围 i,a,=i,D×i,
Y系列三项交流异步电动机
380V

Y160M-6

Pw=4.806KW

ηa=0.833

Pd =5.770KW

Ped= 7.5KW

nw= 970r／min

通常,V带传动的传动比范围为;二级圆柱齿轮减速器为;
则总传动比范围是,故电动机转速的可选范围为
=829.424——8294.24r/min
符合这一范围的同步转速有1000,1500,3000 r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸,重量,价格和总的传动比,最终选择电动机型号为Y160M-6
技术数据:满载转速970r/min
额定功率
重要外形尺寸:中心距地高H=160mm,电机轴直径D=42mm

（二）传动比的分配
总的传动比为: 970/51.839=18.712
查表2-1取V带传动的传动比为2,则减速器的传动比为9.356
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为3.619则低速级的传动比为2.585

（四）计算传动装置的动力和运动参数

0轴（电动机轴）
5.770KW
970r/min
56.808 N.m
1轴（高速轴）

2轴（中间轴）

3轴（低速轴）

各轴运动和动力参数

轴名

功率P/KW

转矩T/(N.m)

转速
n/(r/min
传动比
i

效率

电机轴

5.770

56.808

970

2

0.95
高速轴

5.482

107.945

485
3.619

0.9513

中间轴

5.211

371.339

134.015
2.585
0.951

低速轴
4.954
912.576
51.843
滚筒轴
4.806
850
51.839

四﹑V带设计计算

已知：电机Pd=5.770KW,转速nm=970r∕min.传动比i=2.每天8小时，每年300天，年限10年，大修期3年。

1.确定计算功率：
由<<机械设计>>156页表8-7查得工作情况系数

2、选择V带型号
根据,查图8-11(《机械设计》课本157页)选A型V带。
3.确定带轮直径
1)初选小带轮的基准直径:由课本表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径=125mm
且,即电机中心高符合要求
2)验算带速v: 按式
在(5-30)m/s范围内,故带速合适.
3)计算大带轮的基准直径.
根据表8-8,此数据即为标准数据
4.确定中心距和带长
1)初选中心距

2)求带的计算基准长度
初定
a=500

Z=5
1597mm
由表8-2取带的基准长度Ld=1600mm
3)计算中心距:a
501.5mm≈500mm

从而确定中心距调整范围
548mm
476mm
5.验算小带轮包角

6.确定V带根数Z
1)计算单根V带的额定功率
由=125mm,nm=970r/min ,查表8-4a得=1.39KW
由 n1=970r/min,传动比为2,A型带,查表8-4b得△P0=0.113Kw
查表8-5得=0.96,表8-2得=0.99
于是1.428KW
2)计算V带根数Z
4.445取Z=5根
7．计算单根V带初拉力最小值
其中q由表8-3查得
应使实际初拉力值大于或等于
8．计算对轴的压力最小值
1631.7N

五、齿轮设计计算

（一） 高速级减速齿轮设计
已知：P1=5.482KW,小齿轮转速n1=485r/min,i=3.619,工作寿命10年，每年工作300天，每天工作8小时，7~8级精度齿轮。
1. 选精度等级，材料及齿数
（1）材料45，小齿轮调质，大齿轮正火，齿轮精度8级，小齿轮硬度240HBS,大齿轮硬度200HBS.
（2） 选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=86.856，取Z2=87，i=Z2/Z1=87/24=3.625
（3） 初选螺旋角β=14º
2. 按齿面接触强度设计
按式计算，即
（1） 确定公式内的各计算数值
1）试选=1.3
2）由图10-30（机设课本）选取区域系数=2.435
3）由图10-26查得=0.775，=0.870，则=+=1.645
4）许用接触应力

①小齿轮传递的转矩 T1=10.795×104 N.mm
②由表10-7选取齿宽系数
③由表10-6查得材料的弹性影响系数
④由图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Mpa ,大齿轮的接触疲劳强度极限390Mpa
⑤由式6-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×485×1×﹙8×300×10﹚=6.984×108
N2=6.984×108／3.625=1.927×108
⑥由图10-19取接触疲劳寿命系数，
⑦计算接触疲劳许用应力
取失效概率1%，安全系数S=1.由式（10-12）得
1.02×555=566.1Mpa

5）计算
①将上述有关值代入
得结果
②计算圆周速度

③计算齿宽b及模数

57.14×cos14º／24=2.31mm
2.25×2.31=5.198mm
57.14／5.198=10.993
④计算纵向重合度
⑤计算载荷系数K
已知使用系数，根据V=1.451m/s,8级精度，由图10-8查得动载荷系数，由表10-4查得
由图10-13查得，由表10-3查得
所以载荷系数
⑥按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径

⑦计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
由式
(1) 确定计算参数
①计算载荷系数

②根据纵向重合度.从图10-28查得螺旋角影响系数
③计算当量齿数

④查取齿形系数
由表10-5查得

由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限
大齿轮的弯曲疲劳极限
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，
⑤计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

计算载荷系数K

⑥计算大.小齿轮的 并加以比较
=0.01565 =0.01745
经计算，大齿轮的数值大

=70

（2） 设计计算
=1.974mm
对比计算结果，取mn=2.5mm,为了满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径d1=70.31mm来计算应有的齿数
于是由
取 Z1=27 则3.619×27＝98
（3） 修正
Cosβ=

162.76
将中心距圆整为160mm,则
小齿轮分度圆直径69.12mm
大齿轮分度圆直径
计算齿轮宽度
69.12mm
圆整后取=70mm,
(4)结构设计
小齿：
齿顶圆直径
齿根圆直径
大齿：
齿顶圆直径

（二）低速级齿轮计算
已知，小齿轮转速，传动比i为2.585
1. 选精度，材料及齿数
1）材料45，小齿轮调质，大齿轮正火，齿轮精度8级，小齿轮硬度240HBS,大齿轮硬度200HBS
2)选小齿轮齿数,大齿轮
3）选取螺旋角，初选螺旋角
2. 按齿面接触强度设计
按式（10-21）计算，即
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选=1.3
2）由图10-30选区域系数
3）由图10-26查得，，

4）许用接触应力

①计算小齿轮传递转矩

②由表10-7选取齿宽系数
③由表10-6查得弹性影响系数
④由图10-21d按齿面硬度查得555Mpa，390Mpa
⑤应力循环次数：
1.93×108

⑥由图10-19取，
⑦计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%.安全系数S=1，由式（10-12）得
1.1×555=610.5Mpa

＜ 1.23
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得

得结果
2）计算圆周速度

3）计算齿宽b及模数

2.25×2.648=5.958
14.20
4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数
已知使用系数.1，根据V=0.594m/s,8级精度，由图10-8得动载荷系数，由表10-4查得，由图10-13查得，由表10-3查得，故载荷系数：

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得

7）计算模数m

3. 按齿根弯曲强度设计
由式（10-17）
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数
2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角系数
3)计算当量齿数

4）查取齿形系数
由表10-5查得，
5）查取应力校正系数
由表10-5查得，
①由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，
③计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

6）计算大.小齿轮的，并加以比较
=0.01529 =0.01754
大齿轮的数值大
（2）设计计算
=2.52
取m=3mm
按来计算的齿数

a=185mm

=105mm

取，则2.585×33=85
4. 几何尺寸计算

（1）计算中心距：
185.34mm
圆整为185mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

（3）计算大.小齿轮的分度圆直径：

（4）计算齿轮宽度
103.48mm
圆整后取=105mm,
（5）结构设计
小齿：
齿顶圆直径
齿根圆直径
大齿：
齿顶圆直径
齿根圆直径
六﹑轴的设计与校核
（一） 高速轴的设计
1.轴的材料及热处理选择
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴的最小直径
按扭矩初估轴的直径,查表(机设)15-3,得A0=103至126,取A0=120则:
=26.93mm
因为高速轴上安装有大带轮,所以高速轴的直径不能和电机轴的直径相差太多.已知选用的电机型号Y160M-6,其电机轴直径为42mm.所以高速轴,安装大带轮一段的直径初定为30mm.
3.初选轴承
因为高速轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力,为了能承受轴向力的作用,并且适应相对较高的转速,所以选用圆锥滚子轴承,型号为30208
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d=40mm
且因为没有大齿轮的圆周速度超过2m/s,所以选择脂润滑,则每个轴承旁边都要安装挡油环.
4.结构设计（参见结构简图）

初估轴径后,从右端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承30208和挡油环,故该段直径为40mm。因为高速级小齿轮分度圆较小,所以将轴3段与高速级小齿轮做成一体，形成齿轮轴。段2考虑到挡油环的轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径定为45mm，5段装轴承和挡油环，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到挡油环的轴向定位，及整个轴的比例协调,取为45mm，取3段为74.120mm（分度圆直径）。6段装大带轮，因为需要装大带轮取为30mm>dmin 。

（2）各轴段长度的确定
轴段1，2的长度和为轴承30208的宽度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮端面的距离（10mm），定为43mm。3段与齿轮同宽，为69mm。5段的长度同样考虑轴承30208和挡油环的厚度，确定箱体内壁位置和轴承座宽度，并且结合考虑安装轴承端盖以及大带轮后能方便安放螺栓后得到，取48mm。定为85mm，6段需要安装大带轮，考虑大带轮的结构和V带根数为5，取安装段长度为70mm。4段的长度是在确定其他段长度后自然形成的。
（3）轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，
与大带轮联接的键采用A型普通平键联接，为
键 8*7 GB1096-1979 （b=8mm,h=7mm,L=40）
(二)中间轴的设计
1.材料为45号钢，调质处理
2.出估算轴的最小直径，取,则
=37.27mm ，选取两轴承段轴径为40mm,选取圆锥滚子轴承 30208
3.轴的结构和尺寸确定

1)各轴直径的确定
初估轴径后,从右端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承30208和挡油环,故该段直径为40mm。因为中间轴齿轮分度圆较大,不宜与齿轮做成一体,所以将轴2段,轴4段装齿轮,轴2段定为45mm,轴4段定为45mm。段3考虑到齿轮的轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径定为60mm，5段装轴承和挡油环，直径和1段一样为40mm。
2)各轴段长度的确定
轴段1的长度和为轴承30208的宽度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮端面的距离（10mm），定为45mm，轴段3定位17.5mm。2段考虑用于高速级大齿轮定位，应比该齿轮稍窄,定为67mm。4段同样需要安装低速级小齿轮，考虑该齿轮的周向定位,定长度为107mm。5段轴环的宽度取45mm。
3）轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，与高速级大齿轮均采用A型普通平键联接，为键2 16×10 L=45 GB1096-79, 与低速级小齿轮联结的键为减少加工过程中的换刀次数，均采用A型普通平键联接，为键3 16×10 L=80mm GB1096-79.
（三）低速轴的设计与校核
1.轴的材料及热处理选择
同高速轴, 选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴的最小直径
按扭矩初估轴的直径,查表(机设)15-3,得A0=103至126,取A0=105则:
=48mm
这算出的为轴受扭段的最小直径.
对于低速轴来说,轴受扭段即为大齿轮到联轴器端的轴段,则最小轴段应定为外伸端装联轴器的轴段,根据联轴器的选择(详见本说明书第七部分),最小直径d3定为50mm.
3.初选轴承
(1)因为中间轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力,为了能承受轴向力的作用,并且适应相对较高的转速,和较高速轴更粗的直径,所以选用圆锥滚子轴承,型号为30212
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d=60mm。
4.结构设计（参见结构简图）
低速轴

1).各轴直径的确定
初估轴径后,则可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段1安装联轴器,故该段直径为50mm。轴3段和轴8段安装轴承和挡油环,所以定为60mm. 轴2段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d=55mm的毛毡圈，故取2段55mm.段6安装低速级大齿轮,定为73mm.段7考虑到挡油环的轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径定为65mm.5段考虑齿轮的轴向定位,以轴环的形式设计,定为83mm。4段不装任何零件，但考虑整个轴的比例协调,取4段为65mm。
2）各轴段长度的确定
轴段1应该按选用联轴器的尺寸来定，所以定为84mm,轴段3和轴段8的长度和为轴承6212的宽度和挡油环厚度，定为34mm。轴段7应考虑箱体内壁到齿轮端面的距离（10mm）,所以定为14mm.6段应考虑齿轮的定位，为88mm。5段轴环定为10mm。2段的长度是在确定箱体内壁位置和轴承座宽度，并且结合考虑安装轴承端盖以及考虑安装联轴器后可以方便插取弹性套柱销得到，定68mm。4段的长度是在确定其他段长度后自然形成的。（计算后得出为75mm）
3)轴上零件的周向固定
与低速级大齿轮均采用A型普通平键联接，键4 20×12 L=70 GB1096-79

4)轴上倒角与砂轮越程槽与圆角
根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。因为轴上装有轴承,所以轴段5,轴段1需要磨削,则应该在轴段5的右侧,轴段1的左侧开有砂轮越程槽,根据刀具的宽度,槽的尺寸为4*1齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角，轴环3左侧过渡圆角半径定为2mm.
5.低速轴的校核
已知低速轴，，，
1. 作用在齿轮轴上的力
已知大齿轮的分度圆直径为，则 ,
,

圆周力，径向力，轴向力的方向以及弯矩图，扭矩图方向如图所示：
其中：；；

式中： ,
,

；
合成：

弯曲：

式中，b=14mm,h=9mm,t=5.5mm

所以，
B处收扭：
所以轴符合要求
七﹑低速轴轴承校核
轴3寿命计算，所选轴承302012. Y=1.5，e=0.4
；

所以1轴承紧，2轴承松

〉e ；所以X=0.4，Y=1.5

〈e ；所以X=1，Y=0
〈
=248.8年〉3年
所以轴承满足要求
八. 键连接的选择与校核
1. 键选择
轴1带轮键：，宽度b=8mm，轴深t=4mm，毂t1=3.3mm
r=0.16~0.25mm
中间轴键：①大齿轮 ，宽度b=12mm，轴深t=5mm， 毂
t1=3.3mm，r=0.25~0.4mm
②小齿轮 ，宽度b=12mm，轴深t=5mm，毂
t1=3.3mm，r=0.25~0.4mm
轴3： ①大齿轮 ，宽度b=18mm，轴深t=7mm， 毂
t1=4.4mm，r=0.25~0.4mm，l=90mm，k=0.5h=5.5
②联轴器 ，宽度b=14mm，轴深t=5.5mm， 毂
t1=3.8mm，r=0.25~0.4mm，l=100mm，k=0.5h=4.5
2. 轴3键校核

大齿轮键：＜110MPa
联轴器键：＜110MPa
所以键符合要求
九. 箱体的设计
材料 HT150~200，低速级中心距a=185mm
1. 箱座壁厚 ，取
2. 箱盖壁厚 ＜8 mm，取
3. 箱座凸缘厚度
4. 箱盖凸缘厚度
5. 箱座底凸缘厚度
6. 地脚螺栓直径 ，圆整为
7. 地脚螺栓数目 n=4（a≤250）
8. 轴承旁连接螺栓直径 ，圆整为
9. 箱盖与箱座连接螺栓直径 ，取
10. 连接螺栓的间距
11. 轴承端盖螺钉直径 ，取
12. 视孔盖螺钉直径 ，取
13. 定位销直径 ，取
14. Df.d1.d2至外箱壁距离 ：；：
：
15. df.d2至凸缘边距离 ：；：
16. 轴承旁土台半径
17. 轴承端盖外径 轴承座孔直径+（5~5.5）d3
18. 轴承旁连接螺栓距离
19. 凸台高度h
20. 外箱壁至轴承座端面距离
21. 大齿轮顶圆与内箱壁距离
22. 齿轮端面与内箱壁距离
23. 箱盖.箱座助厚 ；
24. 内箱壁至轴承座端面距离
取；
所以 ；
箱盖吊耳：
；
油标： M16 ，，，，
，，，，
箱座吊钩： ，，
，r=0.25B=12.5mm
放油孔： d=M20×1.5 , D0=30mm , L=28mm , l=15mm , a=4mm , D=25.4mm ,
S=22mm , d1=22mm , H=2mm
视孔盖： d=M20×1.5 , a=4mm , D=30mm , D1=25.4mm , d1=6mm , s=22mm ,
L=28mm , l=15mm
轴承盖结构和尺寸：
轴1 ，，
，
，
轴2和轴1一样
轴3 ，，
，
，
十. 减速器的润滑和密封
一.齿轮的润滑
根据<<机械设计>>P233,对于闭式齿轮传动,当齿轮的圆周速度<12 m/s，用油润滑的润滑方式。
高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级大齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），不超过其1/3齿轮的分度圆。
为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面的磨损,应使低速级大齿轮距油池地面的距离不小于30-50mm.
由于两级齿轮传动的平均圆周速度为1.44m/s，并且根据齿轮的材料为45钢，根据《机械设计》表10-12及表10-11，选用中负荷工业齿轮油（GB5903-1995），牌号为150。
为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量，由〈〈机械设计课程设计〉〉P43知，单级减速器每传递1Kw需油量为0.35-0.7L，两级减速器则按级数成比例增加。该减速器需传递约4Kw的功率，则需要至少5.6L的油量,实际设计中装油量应保证大于该数值合适.
二．滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V<2m/s所以采用脂润滑，则每个滚动轴承旁边都需要放置挡油环.
三．减速器的密封
由于本减速器滚动轴承采用脂润滑的方式,并且速度较小,所以采用毡圈密封.则只需在轴承端盖上根据相应的按标准的毛毡大小开出梯形槽,将毛毡制成环形放置在梯形槽中与轴密合接触.根据<<机械设计课程设计>>表12-11,本减速器根据轴的结构,在高速轴上采用毡圈35JB/ZQ4606-86,低速轴上采用毡圈55 JB/ZQ4606-86,材料为半粗毛羊毛毡.
十一. 设计心得
这次的机械设计课程设计考察了我们上大学以来学到的各个学科的知识，这次课程设计是一个人一组，培养了我独立思考独立完成作业的技能，丰富了我的机械知识，我在前期计算花的时间还不多，就是在三维制图中遇到了不少问题，我从中发现我的solidworks这一门课已经忘了很多，有些东西还要查书，问同学才行，不过，能自己完成这个工程对我来说还是很有成就感的，尽管还有很多错误的地方，我会把我不通的知识学会，熟悉。
十二. 参考资料
1.<<机械设计课程设计>> 唐增宝, 常建娥 主编. 华中科技大学出版社,2006年4月第三版
2.<<机械设计课程设计>> 陈玉 主编. 机械工业出版社,2011年第四版

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