机设基础课程设计.docx

《机械设计基础》课程设计
说 明 书

题 目 名 称：
带式运输机传动装置的设计
学 院（部）：
冶金工程学院
专 业：
金属材料与热处理技术
学 生 姓 名：

班 级：

学号
指导教师姓名：

评 定 成绩：

课程设计任务书
2010 —2011 学年第 1 学期
冶金工程 学院 金属材料与热处理技术 专业 金属092 班课程名称： 机 械 基 础
设计题目： 带式运输机传动装置的设计
完成期限：自 2011 年 12 月 20 日至 2012 年 1 月 3 日共 2 周

内
容
及
任
务

设计任务：设计带式输送机的传动系统。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。
1、原始数据
带的圆周力F/N
带速v（m/s）
滚筒直径D/mm
2800
2.5
450
2、工作条件 常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷平衡；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，中批量生产,输送带速度允许误差为±5%。
3、工作量要求
（1）完成设计计算说明书一份。
（2）完成A1装配图1张，零件图2张。
（3）
进度
安排
起止日期
工作内容
2011.12月20～24日
编写设计计算说明书
2011.12月25～30日
绘制装配图、零件图，答辩
主要
参考
资料
[1] 邹培海等.机械设计基础.北京：清华大学出版社，2009年5月
[2] 王洪等.机械设计课程设计.北京：清华大学出版社，2009年5月
指导教师（签字）： 2011年 月 日
系主任（签字）： 2011年 月 日
目 录

一、拟定传动方案 4
二、选择电动机 5
三、传动装置总传动比及其分配 6
四、传动装置的运动及动力参数计算 7
五、V带传动设计 8
六、齿轮传动设计 10
七、轴的设计 13
八、轴承的选择和校核 21
九、键连接的选择和校核 22
十、箱体结构设计及减速器附件设计 23
十一、参考文献 24

一、拟定传动方案

设计题目：带式运输机传动装置中的单级圆柱齿轮减速器设计。
(1)工作条件：三班制，工作10年。
(2)原始数据：输送带有效拉力F=2800N；带速V=2.5m/s；滚筒直径D=450mm。
传动方案如图1.1所示。其工作原理是：电动机1通过V带传动2将动力传入单级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。

图1.1 传动系统简图

二、选择电动机

1.电动机类型的选择。根据动力源和工作条件，并参照第十二章选用一般用途的Y系列三项交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V.

2.电动机容量的选择。根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：
PW=

查表3-3可设：
ηd---V带的传动效率0.95
ηc---联轴器效率0.99
ηg---闭式圆柱齿轮传动效率(设精度8级)0.97
ηb---一对滚动轴承效率0.99
ηcy---输送机滚筒效率0.96
η3w---输送机滚筒轴（3轴）至输送带间的传动效率。

η01=ηd=0.95
η12=ηbηg=0.99×0.97=0.9603
η23=ηbηc=0.99×0.99=0.9801
η3w

则 ：传动系统总效率η总==0.95×0.9603×0.9801×0.9504
工作时，电动机所需的功率
Pd==8.24（kw）
由表12-1可知，满足Pe≥Pd条件的Y系列三项交流异步电动机额定功率Pe应取为11kw。

3.电动机转速的选择。根据已知条件，可得工作机工作转筒的转速nw为
nw(r/min)
选择圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i3=30~5。取V带传动比i2=2~4，则总传动比的范围为i=6~20。故电动机转速的可选范围为nm=i×n筒=（6~20）×106.103r/min=636.62~2122.06r/min
初选Y160M-4和Y160L-6型电动机。

现将两种电动机的一些有关技术数据列入下表：
方案号
型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
外伸轴径
轴外伸长度
1
Y160M-4
11kw
1500
1460
13.76
42mm
110mm
2
Y160L-6
11kw
1000
970
9.142
42mm
110mm

通过上述比较：方案1选用的电动机的转速高、外廓尺寸小、质量轻、价格低，总传动比为13.76,对于传动装置来说不算大。故选用方案1较合理。Y160M-4型电动机的额定功率,满载转速r/min,查表得电动机中心高H=160mm,轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为D=42mm,E=110mm。

三、传动装置总传动比及其分配

1.带式输送机传动系统总传动比：i总=

2.由传动系统方案（见图1.1）知：

按表（3-4）查取V带传动的传动比：

一级圆柱直齿轮减速器的传动比：1=3.44

所以，传动系统各级传动比：
=3.44。

四、传动装置的运动和动力参数计算

传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：
0轴（电动机轴）：
r/min)
kw)

1轴（减速器高速轴）：
(r/min)
(kw)
(N*m)

2轴（减速器低速轴）：
(r/min)
(kw)
0(N*m)

3轴（输送机滚筒轴）：
(r/min)
676(kw)
(N*m)

将上述结果列于下表中供查用：
传动系统的运动和动力参数
轴号
电动机
单级圆柱齿轮减速器

工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
转速
1460
365
106.104
106.104
功率
8.24
7.828
7.5172
7.3676
转矩
53.90
204.81
676.60
663.13
传动比
4
3.44
1

五、V带的传动设计

（1）确定计算功率。。
由表11-7查得=1.4，由公式得=Pw=1.411=15.4(kw)

（2）选择V带型号
根据=15.4kw，=1460r/min，由图11-8可选B型V带

（3）确定带轮基准直径的推荐值为125~140mm，由表11-8，则取dd1=125mm，故
(mm)
实际传动比i为:
带速为v=(m/s)
V值在5~25m/s范围内，带速合格。

（4）确定带长Ld和中心距a，由公式得
0.7（）≤≤2()
437.5mm≤≤1250mm
初取中心距=700mm.由公式得
2432mm
由表11-2得，取Ld=2500mm.
由公式得实际中心距a为
a734(mm)
验算小带轮上的包角，由公式（11-18）得

（符合小带轮包角的要求）

（5）确定V带根数Z
查表11-4，由线性插值法可得

查表11-5，直接可得：

由表11-6，由线性插值法可得
由表11-2，可得=1.03
V带根数Z为:
取整数，故Z=6根.

（6）计算单根V带的预紧力
由表11-1得q=0.17kg/m，由公式得单根V带的预紧力为

(7) 计算V带对轴的压力Q

由公式得V带对轴的压力Q为：
=2849.76(N)

(8)V带轮的结构设计，并绘制V带轮的零件工作图。（略）

六、齿轮传动设计

(1)选择齿轮材料、热处理方法。 根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表5-6得：
小齿轮 45钢 调质处理 =230
大齿轮 45钢 正火处理 =190
两齿轮齿面硬度差为40，符合软齿面传动的设计要求

（2）确定材料许可接触应力。查表5-11，两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：

查表5-12，接触疲劳强度的最小安全系数=1.0，则两齿轮材料的许可应力分别为

（3）根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计

式中：小齿轮的转矩=9.55×106p/n=9.55×106×11/1460=0.72×105(N*mm)/. 查表5-8，取载荷系数k=1.2; 查表5-9，取弹性系数=189.8;取齿宽系数（闭式传动软齿面）； 以较小值=531.2Mpa代入，故==56.91(mm)

（4）几何尺寸计算
因采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值=20~40.
取=27，则==27×3=81.
齿数：=27，=81.
模数：m=
由表5-2，将m转换为标准模数，取m=2.5mm
中心距：a=
齿宽mm,取整（四舍五入）即 .
,取

（5）校核齿根弯曲疲劳强度.
由公式得 :
查表5-10，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为（由线性插值法求出）
=27时，=2.57， YF2=1.60
，=2.22-(2.22-2.20)/(90-80)×(81-80)=2.218.
YS2=1.77+(1.78-1.77)/(90-80) ×(81-80)=1.77
查表5-11，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为

查表5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为
两齿轮材料的许可弯曲疲劳应力分别为

将上述参数分别代入校核公式，可得知两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为
87.62M<

83.65M<
即：两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。

（6）齿轮其他尺寸计算.

分度圆直径：(mm)
(mm)

齿顶圆直径：(mm)
(mm))

齿根圆直径：(mm)
(mm)

中心距： a=m(z1+z2)/2=135(mm)
齿宽： .

（7）选择齿轮精度等级

齿轮圆周速度： m/s)

查表5-7，选齿轮精度，第二公差组为8级。由“齿轮传动公差”查得

小齿轮 8-8-9 GJ GB 10095-88
大齿轮 8-8-9 HK GB 10095-88

(8)确定齿轮结构形式和其他结构尺寸，绘制零件工作图。（待续）

七、轴的设计

圆柱直齿轮减速器中主动轴（减速器高速轴）的设计.
(1) 选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许可应力。
根据题意，普通用途，中小功率，选用45钢正火处理，查表15-1的=600Mpa，查表15-5得，=55Mpa。
（2）估算轴的最小直径
由表15-2查取A=118，根据公式15-1得：

考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即32.7.
由传动系统方案可知，该减速器高速轴外端接V带，孔径d1=48mm(课程设计手册201页)所以，取轴的最小直径d1=48mm.

（3）轴的结构设计并绘制结构草图
①确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（）作周向固定。左端轴承用轴肩和过渡配合（H7/k6）固定内套圈；右端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输入端的大带轮用轴肩和挡板作轴向固定，用平键作周向固定。
②两端采用深沟球轴承，轴承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。
③.确定轴的各段直径。
外伸端直径=48mm
按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为
该段处安装毡圈，故取标准直径=56mm
考虑轴承的内孔标准，取==60mm，（两轴承同型号），初选两端深沟球轴承的型号为6212
直径为的轴段为轴头，取=63mm，[应符合轴径标准系列]
轴环直径=+2h=6372（mm）
根据轴承的安装直径，查手册得d6=69(mm)
④确定轴的各段长度。
=63mm（齿轮齿宽=65mm，比短1~3mm）
=60（查手册201页毂长B1=60mm）
=23mm（轴承宽度为=22mm，挡油环厚1mm）
=9mm（轴环宽度为b≥1.4h）
根据减速器结构设计的要求，初步确定=10~15mm，=5~10mm
=+-=（10~15）+(5~10)-12=11mm
=+++（1~3）=22+（5~10）+（10~15）+（1~3）=44mm
=55mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55~65mm）
由草图可知，两轴承之间的跨距L==22+2(5~10)+2（10~15）+65=127（mm）
（近似认为支点在两轴承宽度的中点）

（4）主动齿轮的受力计算
分度圆直径：d=mz1=2.5×27=67.5(mm)
转矩： (N*m)
圆周力:
径向力:

(5)按弯扭组合变形强度进行校核计算。
①绘制轴的受力简图（如下图7.2（a））
②将齿轮所受力分解成水平面H和铅垂平面V的力。
③求水平面H和铅垂平面V的支座反力。
水平面的支座反力：
(N)
铅出平面V内的支座反力：
④绘制弯矩图(如下图7.2)
水平面H的弯矩图：
(N·mm)

铅垂平面V的弯矩图:
(N·mm)
合成弯矩图:
(N·mm)
⑤绘制扭矩图（如下图所示）
T=204815(N·mm)
⑥绘制当量弯矩图
单向转动，故切向应力脉动循环，取α=0.6。
b截面当量弯矩为:
(N·mm)
=205058(N·mm)

（6）校核轴的强度。根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a、b截面为危险截面。下面分别进行校核
①校核a截面
(N·mm)

=28.165(mm)
考虑键槽后，由于=28.165105%=29.57mm<=48mm,故a截面安全。

②校核b截面。
=239062(Nmm)

考虑键槽后，由于=35.161.05=36.92mm<=63mm,故b截面安全。
因为危险截面a，b均安全，即该轴的强度时足够的，无须修改原设计结构方案

图7.2轴的受力图、弯矩图、扭矩图等

从动齿轮轴（减速器低速轴）设计

（1） 选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的材料的许可应力。
普通用途，中小功率，选用45钢正火处理，查表15-1的=600Mpa，查表15-5得，=55Mpa。

（2）估算轴的最小直径。
由表15-2查取A=112，根据公式15-1得：

考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即
由于轴端要安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。
7.5172/106.104=1015(N·mm)
查手册选弹性柱销联轴器，其型号为HL4,内孔孔径d1=50mm,与上述增大5%后的轴径比较，最后取轴的最小直径d1=50mm.

（3）轴的结构设计并绘制结构草图。
①确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（）作周向固定。右端轴承用轴肩和过渡配合（H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板作轴向固定，用平键作周向固定。
②两端采用深沟球轴承，轴承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。
③.确定轴的各段直径。
外伸段直径=50mm.
按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为
，由于该段处安装毡圈，故取标准直径=60mm.
考虑轴承的内孔标准，取==65mm，（两轴承同型号），初选两端深沟球轴承的型号为6213.
直径为的轴段为轴头，取=71mm，[应符合轴径标准系列]
轴环直径=+2h=7181（mm）.
根据轴承的安装直径，查手册的d6=74(mm)

④确定轴的各段长度
=55mm（轮毂宽度为B2=57mm，比短1~3mm）
=82mm（HL4的J型轴孔长B1=84mm,比短1~3mm）
=34mm（轴承宽度为=33mm，挡油环厚1mm）
=10mm（轴环宽度为b≥1.4h）
根据减速器结构设计的要求，初步确定=10~15mm，=5~10mm
=+-=（10~15）+(5~10)-10=9mm
=+++（1~3）=33+（5~10）+（10~15）+（1~3）=52mm
=55mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55~65mm）
由草图可知，两轴承之间的跨距L==33+2(5~10)+2（10~15）+57=130（mm）
（近似认为支点在两轴承宽度的中点）

（4）从动轴齿轮的受力计算
分度圆直径：d=mz2=2.5×81=202.5(mm)
转矩 ：(N·mm)
圆周力:
径向力:

(5)按弯扭组合变形强度条件进行校核计算。
①绘制轴的受力简图（如下图7.3（a））。
②将齿轮所受力分解成水平面H和铅垂平面V的力。
③求水平面H和铅垂平面V的支座反力。
水平面H内的支座反力：
(N)
铅出平面V内的支座反力：

④绘制弯矩图(如下7.2图)
水平面H的弯矩图：

铅垂平面V的弯矩图：
(N·mm)
⑤绘制扭矩图（如下图所示）
T=676593(N·mm)

⑥绘制当量弯矩图
单向转动，故切向应力脉动循环，取α=0.6
b截面当量弯矩为:

M=231114
（6）校核轴的强度，根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a、b截面为危险截面。下面分别进行校核

①校核a截面

=42(mm)
考虑键槽后，=42105%=44.1mm<=50mm,故a截面安全。

②校核b截面。
=467133.51(Nmm)

考虑键槽后，因=441.05=46.2mm<=71mm,故b截面安全。
因为危险截面a，b均安全，所以该轴的强度是足够的，无须修改原始结构设计方案。

图7.3轴的受力图、弯矩图、扭矩图等

八、轴承的选择和校核。

减速器高速轴轴承类型的选择。
（1）滚动轴承类型的选择。
前面主动轴的设计已初选深沟球轴承型号6212.（圆柱直齿轮轴承只受径向载荷。）
（2）滚动轴承尺寸选择过程。
1.已知主动轴受径向载荷FR=2209N。

2.主动轴的工作转速n1=365r/min.

3.预期寿命L10h=10×365×24=87600h.

4.计算轴应满足的基本额定动载荷。（查表得ft=1,fp=1.2,球轴承的寿命指数E=3）
Cr=fpPr/ft(60nL10h/106)1/E
=1.2×2209/1(60×365×87600/106)1/3=32938(N)
查轴承手册初选6211轴承，其Cr=33500N,Cr0=25000N. 经验算高于预期寿命，符合要求。

5.所以综合考虑确定选用6212深沟球轴承。

减速器低速轴轴承类型的选择。
（1）滚动轴承类型的选择。
由从动轴设计初选6213深沟球轴承。（圆柱直齿轮轴承只受径向载荷。）

（2）滚动轴承尺寸选择过程。
1.已知从动轴受径向载荷FR=2432N。
2.主动轴的工作转速n1=106.104r/min.
3.预期寿命L10h=10×365×24=87600h.
4.计算轴应满足的基本额定动载荷。（查表得ft=1,fp=1.2,E=3）
Cr=fpPr/ft(60nL10h/106)1/E
=1.2×2432/1×(60×106.104×87600/106)1/3=24022 (N)
查轴承手册初选6209轴承，其Cr=24500N,Cr0=17500N. 经验算满足要求（高于预期寿命）。

5.所以综合考虑确定选用前面设计的6213深沟球轴承。

九、键联接的选择和校核.
（1）键的类型与尺寸选择。
齿轮传动要求齿轮与轴对中性好，以避免啮合不良，该传动系统连接为静连接，故选用普通平键A型。

（2）高速轴轴上平键，查表选用为14，长L为50mm的A型圆头平键。
受力分析：,经查表=100MPa。
则：,故所选的平键联接强度足够，满足要求。

(3)减速器低速轴轴上需要两个圆头平键，根据从动轴的直径d=50mm,轮毂宽度为57mm,查表选用：=16，长L=70mm.标记为：键 16×70 GB/T1096—2003

(4)强度计算。
由表10—10查得工作长度l=70-20=50mm
则：,故此平键满足强度要求。

根据从动轴的直径d=50mm,轮毂宽度为57mm查表选用：=20×12mm,长L=46.5mm.
同理可校核：键20×46.5GB/T1096—2003
经验证得平键满足强度要求。

十、箱体结构及减速器附件设计

10.1箱体设计
10.11铸造箱体的结构设计

减速器箱体支承和固定轴系的零件，保证了传动零件的正确啮合及箱体内零件的良好润滑和可靠的密封。
设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度、结构工艺性等几个方面的要求。箱体尺寸主要按照经验确定，减速器的主要尺寸如下：
箱体壁厚：h1=20mm 箱盖厚度：h2=20mm
箱座的凸缘厚度：b=15mm,箱盖的凸缘厚度：b1=15mm
箱底座的凸缘厚度：b2=25mm
地脚螺栓直径：df=18mm 地脚螺栓个数n=4
轴承旁联接螺栓直径：d1=14mm
箱盖、箱座联接螺栓直径：d2=10mm
轴承端盖螺钉直径：d3=8mm
检查孔盖螺钉直径：d4=8mm
箱盖的肋板厚度：s=10mm
大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离:c1=12mm
齿轮端面与箱体内壁的之间距离：c2=12mm

10.2箱体附件设计

10.2.1箱体附件的设计
为了检查传动系统啮合情况、注油、排气、指示油面、通气、加工及装配时的定位、拆卸和吊运、需要在减速器上安装以下附件。
a:窥视孔和窥视孔盖
b:通气器
c:起吊装置
d:油标
e:油塞和排油孔
f:定位销
g:起盖螺钉

十一、参考文献

【1】 机械设计/银金光等主编.—北京：清华大学出版社；北京交通大学出版社，2009.5
【2】 机械设计课程设计/王洪等主编.—北京：清华大学出版社；北京交通大学出版社，2009.5
【3】 吴宗泽.机械设计实用手册【M】.北京：化学工业出版社，2003:1157—1296.
【4】 胡家秀.简明机械零件设计实用手册【M】.北京：机械工业出版社，1999:337—361,384。