毕业设计-带式输送机传动系统设计.doc

课程设计计算说明书

学 院 机电信息学院
课 程 机械设计
专 业 机械设计制造及其自动化
班 级 1001班
姓 名
学 号 1001140103
指导教师
日 期 2013年1月4日

任务书
姓名

学号

专业班级
机械1001班
设计参数：工作机的输入功率PW=3.5kw,工作机输入轴转速n=170r/min
完成时间： 2013年1 月4日
内容及要求：机械设计课程设计通过传动方案的拟定，结构设计，设计计算，查阅有关标准和规范以及编写设计计算说明书，使学生掌握机械传动装置的设计步骤和方法的一般规律，提高设计技能。
机械设计课程设计包括：(1)确定机械系统总体传动方案。（2）选择电动机 。(3)传动装置运动和动力参数的计算。 (4)传动件如齿轮．带及带轮的设计。(5)铀的设计。(6)轴承组合部件设计。(7)键的选择和校核。(8)机架或箱体的设计。(9)润滑设计。
学生在规定的时间内应绘制装配工作图1张(A0或A1图纸)，组件或零件工作图2—3张，并编写设计计算说明书1份。
指导教师：
2012 年 12 月 24 日
课程设计说明书成绩：
指导教师：
年 月 日

计算项目及内容
主要结果
一、确定机械系统总体传动方案。
（一）课题题目
带式输送机传动系统中的减速器，要求传动系统中含有齿轮传动。
（二） 传动系统工作条件
1.使用期限10年，二班制（每年按300天计算）；
2.载荷有轻微冲击；
3.运输物品：谷物；
4.传动不可逆。
（三） 传动系统方案的选择

图1 带式输送机传动系统简图
（四）减速器结构
本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。

计算项目及内容
主要结果
二、选择电动机
（一）类型选择
选择Y系列三相异步电动机。
（二）工作机的功率Pw
=3.5kw
（三）总效率
=
=0.98×0.99×0.99×0.96×0.99×0.99×0.99=0.868
其中

（四）所需电动机功率

因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可，选电动机的额定功率Ped为4KW 。
（五）确定电动机的转速
滚筒的工作转速nw=170r/min
圆柱齿轮的减速比为8，故电动机的转速nd=170×8=1360r/min，
同步转速有3000r/min，1500 r/min ，1000 r/min ，750 r/min这四种，选用1000r/min。
查资料【1】表6-164 Y系列三相异步电动机技术数据
电动机选用Y132M1-6， 其满载转速为960r/min。

计算项目及内容
主要结果
三、传动装置运动和动力参数的计算
（一） 传动比
工作机的转速n=170r/min， n满=960r/min，

设Z1=20
Z2=i Z1=5.647×20=112.94
选取Z2=113，
i=Z2/Z1=113/20=5.65
（二）动力运动参数计算
(1)转速n
电动机：==960（r/min）
因电动机与轴1用联轴器相连接，故：
轴I：==960（r/min）
轴II：=/=/=960/5.65=169.911（r/min）
同理可得：
轴III：==169.911（r/min）
（2）功率P
电动机：
轴I：
轴II：
轴III：

计算项目及内容
主要结果
（3）转矩T
电动机：
轴I：
轴II：
轴III：
将上述数据列表如下：
轴号
功率
P/kW
N /(r.min-1)
/
(N﹒m)

i

0
3.755
960
37.35
1
0.99
1
3.717
960
36.977
2
3.606
169.911
202.69
5.65
0.97
3
3.392
169.911
190.71
1
0.94
四、传动件如齿轮的设计
（一）选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数
（1）按图1所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮。
（2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
（3）材料选择。查资料【1】表7-1 常用齿轮材料及其应用 知：
选择小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为230HBS；大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为190HBS。
（4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数 ,取Z2=136。

计算项目及内容
主要结果
（二）按齿面接触强度设计
闭式软齿面齿轮传动主要失效形式是疲劳点蚀，其次为齿根弯曲折断，故设计时按齿面接触疲劳强度计算，按齿根弯曲疲劳强度校核。
（1） 确定公式中内的各计算数值
① 初选载荷系数。
②小齿轮传递转矩： 。
③选取齿宽系数
增大齿宽系数b可提高承载能力，减小齿轮径向尺寸。但齿宽越大，载荷沿齿宽分布越不均匀，造成严重偏载，根据齿轮的制造精度和安装精度，周和轴承的承载刚度，以及齿轮相对于轴承的位置来确定。查资料【2】表7-7 圆柱齿轮的齿宽系数 知：
选择=1。
④小齿轮与大齿轮都选用了45号钢，即为锻钢。查资料【2】表7-6 弹性影响系数 知：
=，标准齿轮：=2.5。
⑤查资料【2】7-9齿轮的接触疲劳强度极限 知：

查资料【2】7-8齿轮的弯曲疲劳强度极限 知：

对于接触疲劳强度的计算，由于点蚀破坏后只引起噪声、振动增大，并不立即导致齿轮不能继续工作，故可取。但对于弯曲疲劳强度来说，如果一旦发生断齿就回引起严重事故，因此在进行齿根弯曲疲

计算项目及内容
主要结果
劳强度计算时取。
⑥计算应力循环次数

⑦查资料【2】图7-7 接触疲劳强度寿命系数 知：

⑧计算接触疲劳许用应力
=
=
(2)计算各参数值
①计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值，得：

②计算圆周速度。

③计算齿宽b。

计算项目及内容
主要结果
④计算齿宽与齿高之比。

⑤ 计算载荷系数。查资料【2】表7-2 使用系数 得使用系数 ,根据，7级精度，查资料【2】图7-14动载荷系数 知；直齿轮，假设<100,查资料【2】表7-3得齿间载荷分配系数 得；查资料【2】 表7-4 接触强度计算用的齿向载荷分配系数 得；查资料【2】7-17齿向载荷分布系数得。
故载荷系数为：

⑥按实际载荷系数校正计算所得分度圆直径。

⑦计算模数。

查资料【5】表 10-1 圆柱齿轮标准模数系列 得
优先选用第一系列，故取。

计算项目及内容
主要结果
（3）.校核齿根弯曲疲劳强度
①查资料【2】 表7-5查的齿形系数和应力修正系数为，；，。
②由应力循环次数查资料【2】 图7-6弯曲疲劳强度寿命系数 得,.
③查资料【2】 图7-8两齿轮的弯曲疲劳极限分别为，。
④计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数,
=
=
⑤计算圆周力。

⑥计算轮齿齿根弯曲 应力。
<150.5MP
<144.61MP4.（4）.齿轮几何参数计算

计算项目及内容
主要结果
取大齿轮宽度，。
（5）.验算
<100N/mm
与假设相符合，合适
(6).结构设计及绘制齿轮零件图（见附录）
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径 d=544
轮毂直径 =1.6d=1.6×544=870.4
轮毂长度
轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 =8
轮缘内径 =-2h-2=204-2×4.5-2×8
= 488(mm)
取D2 = 488(mm)
腹板厚度 c=0.3=0.3×96=28.8 取c=29(mm)
腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(870.4+488)=679.2(mm)
腹板孔直径=0.25（-）=0.25（870.2-488）=95.55(mm)
取=96(mm)
齿轮倒角n=0.5m=0.5×4=2

计算项目及内容
主要结果
五、轴的计算
（一）选择轴的材料及热处理
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，调制处理。根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
（二）初估直径
（1）按扭矩初估的直径，查资料【2】表12-5 轴常用的几种材料的及C的值 得C=112，

单键槽轴径应增大5%-7%，即增大至18.466-18.818mm。取
（2） 选择输出联轴器的型号。联轴器的计算转矩：

选用凸圆联轴器，查资料【3】表8-2 凸圆联轴器 得
选用型号GY2
主动端：Y型轴承，A型键槽，
，;
从动端：J型轴孔，A型键槽，
，。

计算项目及内容
主要结果
（3）确定轴的最小直径，应满足

（三）确定个轴段尺寸
（1）各轴段直径的确定。考虑到轴段①与联轴器相连接故取：
轴段① ：
联轴器右端用轴肩固定，轴肩高度，考虑到轴②有密封毛毡，因此轴段②与密封毛毡的尺寸相同。查资料【3】表7-12 毡圈油封及槽 得毛毡圈，故:
轴段② :
轴段③上安装轴承 ，其直径应既便于安装，由应符合轴承内径系列。查资料【4】 表15-2 深沟球轴承 选用型号6005，内径 ，故：
轴段③ ：
通常同一根轴上的两个轴承取相同型号，故：
轴段⑦：
轴段④上安装齿轮，为了便于安装应略大于， 取：

计算项目及内容
主要结果
轴段④ ：
齿轮右端用轴环固定，计算得轴环高度，取：
轴段⑤ ：
为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，根据6005轴承的安装尺寸，取：
轴段⑥ ：
（3） 各轴段长度的确定。轴段①的长度应比半联轴器毂长短些，已知半联轴器毂长为85mm，故：
轴段① ：
为了使套筒端面与齿轮端面靠紧，轴段④应比齿轮毂长略短，已知齿轮毂长为96mm, 取：
轴段④ ：
轴段⑤的长度按轴环宽度公式计算：， 取：
轴段⑤ ：
轴段⑦的长度应与6005轴承宽度相同，故取：
轴段⑦ ：
以上各轴段主要根据轴上零件的的毂长或轴上零件配合部分的长度确定。而另一些轴段长度，如 、、，除与轴上零件有关外，还与箱体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始，为避免转动零件与不动零件干涉，取齿轮端面与箱体内壁的距离H=15mm。考虑箱体的铸造误差，轴承内端面应距箱体内壁一段距离，取。考虑上下轴承

计算项目及内容
主要结果
座的连接，取轴承座宽度。根据轴承外圆直径得轴承盖厚度，为避免转动的联轴器与不动的端盖干涉，取联轴器端面与轴承盖间的距离。至此，壳体、轴承、轴承盖及联轴器的位置已确定，相应轴段长度就可以确定下来：

可得轴的支点和轴上受力点间的跨距：L1=111,L2=L3=53.3。
(3)轴上零件的轴向固定 为保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H10/h9，联轴器与轴选用H10/k6，与轴承内圈配合的轴颈选用k6.齿轮及联轴器均采用A型普通平键连接，分别为键以及键。
（4）轴上倒角及圆角 为保证6005轴承内圈端面紧靠定位轴肩端面，根据轴承手册推荐，取轴肩圆角半径为1mm。为加工方便，其他轴肩圆角半径取为1mm，根据标准GB403.4—1986,轴的左右端倒角均为。
4、轴的受力分
（四）-轴的强度校核

（1）主动轴的强度校核
圆周力 ==2000×36.977/96=770.354N
径向力 =tanα=770.354×tan20°=280.385 N
由于为直齿轮，轴向力=0
作主动轴受力简图：（如下图所示）

计算项目及内容
主要结果

计算项目及内容
主要结果
L=98mm
==0.5=0.5×770.354=385.177
=0.5L=385.177×163.5×0.5/1000=31.49
==0.5=0.5×280.385=140.192
=0.5L=140.192×163.5×0.5/1000=11.46
转矩T=36.98
校核：
===33.51
===40.19
查资料【2】 表 12-2轴的常用材料牌号、机械性能和应用举例 得：=60MPa
d≥10=10=18.85(mm)
考虑键槽d=10.64mm < 25mm，则强度足够。
2）从动轴的强度校核
圆周力 ==2000×20.27/544=74.52 N
径向力 =tanα=74.52×tan20°=27.12 N
由于为直齿轮，轴向力=0 ，受力简图：（如下图所示）

计算项目及内容
主要结果

计算项目及内容
主要结果
L=163.5mm
==0.5=0.5×74.52=37.26
=0.5L=37.26×163.5×0.5/1000=3.05
==0.5=0.5×27.12=13.56
=0.5L=13.56×163.5×0.5/1000=1.11
转矩T=20.27
校核
===3.24
===12.59
由图表查得，=50MPa
d≥10=10=13.6 (mm)
考虑键槽d=13.6mm < 19mm，则强度足够。
六、键的选择计算及校核
（一）选择键连接的类型
因齿轮在轴上对称分布，应选择平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键。
（二）确定键的尺寸
联轴器与轴的连接：
根据，查资料【2】 表10-1 普通平键的主要尺寸 得
键的截面尺寸为：宽度，高度。

计算项目及内容
主要结果
由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键的长度。
齿轮与轴的连接：
根据，查资料【2】 表10-1 普通平键的主要尺寸 得
键的截面尺寸为：宽度，高度。
由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键的长度。
(三)校核键连接的强度
联轴器与轴的连接：

键、轴的材料都是钢，轮毂的材料为HT250，则许用挤压应力应按铸铁查取。查资料【2】 表10-2 键连接的许用挤压应力 得

由上述条件，键的工作长度为
键与轮毂键槽的接触高度为：

转矩：
<
齿轮与轴的连接：
键、轴的材料都是钢，轮毂的材料为HT250，则许用挤压应力应按铸铁查取。查资料【2】 表10-2 键连接的许用挤压应力 得

由上述条件，键的工作长度为
键与轮毂键槽的接触高度为：

计算项目及内容
主要结果

转矩：
<
七、轴承的选择及校核
（一）选择轴承类型
轴承工作转速不很高，承载也不大，虽有轴向载荷，但相对于径向载荷较小，故选用结构简单，价格较低的深沟球轴承。
（二）求当量动载荷
由于轴承型号未定，C，C0，Fa/C0，e，X,Y等值无法确定，必须试算。通常先选轴承型号。
按，试选深沟球轴承6005，查资料【3】 表 6-1 深沟球轴承 得：
,

查表14-11，径向动载荷系数和轴向动载荷系数 知介于0.028~0.056对应，因
，
则X=0.56，Y介于1.99~1.77之间，
由线性插值可得：

载荷有轻微振动，查资料【2】表14-12载荷系数得：

计算项目及内容
主要结果
=1.2

N
故改选6205。
八、联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用凸圆联轴器
选择输出联轴器的型号。联轴器的计算转矩：
K=1.3

查资料【3】表8-2 凸圆联轴器 得：
选用型号GY2

型号
公称转矩/
许用转速/r/min
轴孔直径/mm
轴孔长度
D/mm
Y型
J型
GY2
63
10000
16,18,19
42
30
90
D1/mm
b/mm
b1/mm
S
转动惯量/
质量/kg
40
28
44
6
0.0015
1.72

九、 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图
7.1 润滑的选择确定
7.1.1润滑方式
1.齿轮V=1.2＜＜12 m/s 应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑。
2.轴承采用润滑脂润滑。
7.1.2润滑油牌号及用量
1.齿轮润滑选用150号机械油，最低～最高油面距10～20mm，
需油量为1.5L左右

2.轴承润滑选用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/3～1/2为宜。

计算项目及内容
主要结果
7.2密封形式
1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。

2.观察孔和油孔等处接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。

3.轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部。
轴的外伸端与透盖的间隙，由于V<3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封。
4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。

7.3减速器附件的选择确定
列表说明如下：

S
转动惯量/
质量/kg

计算项目及内容
主要结果
名称
功用
数量
材料
规格
螺栓
安装端盖
12
Q235
M6×16
GB 5782—1986
螺栓
安装端盖
24
Q235
M8×25
GB 5782—1986
销
定位
2
35
A6×40
GB 117—1986
垫圈
调整安装
3
65Mn
10
GB 93—1987
螺母
安装
3

M10
GB 6170—1986
油标尺
测量油
面高度
1
组合件

通气器
透气
1

7.4箱体主要结构尺寸计算
箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,=15mm
箱盖厚度=8mm 箱盖凸缘厚度=1.5 ,=12mm
箱底座凸缘厚度=2.5 ,=25mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm
齿轮轴端面与内机壁距离=18mm
大齿轮顶与内机壁距离=12mm
小齿端面到内机壁距离=15mm
上下机体筋板厚度=6.8mm , =8.5mm
主动轴承端盖外径=105mm
从动轴承端盖外径=130mm
地脚螺栓M16，数量6根

计算项目及内容
主要结果

计算项目及内容
主要结果

计算项目及内容
主要结果

计算项目及内容
主要结果

计算项目及内容
主要结果

计算项目及内容
主要结果

参考文献
【1】 王之栎，王大康. 机械设计综合课程设计. 北京：机械工业出版社，2009.
【2】 王宁霞. 机械设计.西安：西安电子科技大学出版社，2008.
【3】 吴宗泽，高志，罗圣国，李威.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社.
【4】 何凡，席本强，曲辉.机械设计基础课程设计.北京：冶金工业出版社，2010.