一级带式运输机传动装置机械设计专业课程设计.doc

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目： 设计带式运输机传动装置

姓名： 、 学号：
班级： 成绩：
指导老师： 完成时间： 2

机械设计课程设计任务书

班级： 姓名： 学号：
设计题目： 设计带式运输机传动装置
运动简图：

工作条件及原始数据：
电动机驱动，工作寿命8年（每十二个月工作300天、两班制、每班8小时），带式输送机工作载荷平稳，单向运转。
输送带拉力F＝ 1.4 kN；
输送带速 v＝ 1.55 m/s；
滚筒直径 D＝ 250 mm

设计工作量：
1.减速器0#装配图1张（0#坐标草图一同交上）
2.关键零件图2～3张（输入轴、输出轴、大齿轮，均为3#白图）
3.设计说明书1份（手写、打印均可）
完成时间：

目录

1、传动方案确定………………………………………………………3
2、电动机选择………………………………………………………3
3、计算总传动比及分配各级传动比………………………………5
4、运动参数及动力参数计算…………………………………………6
5、传动零件设计计算………………………………………………7
6、轴设计计算………………………………………………………14
7、滚动轴承选择及校核计算………………………………………20
8、键联接选择及计算………………………………………………21
9、箱体结构设计……………………………………………………22
10、润滑密封设计……………………………………………………25
11、联轴器设计………………………………………………………25
12、设计参考资料……………………………………………………26
13、设计小结…………………………………………………………26

计算过程及计算说明
结果
一、传动方案确定
第七组：设计带式运输机传动装置
1、工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
2、原始数据：滚筒圆周力F=1400N；带速V=1.55m/s；
滚筒直径D=250mm。
3、传动简图：

图一
二、电动机选择
1、电动机类型选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
3、传动装置总功率：
ηa=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.95×0.993×0.97×0.99×0.96
=0.849
4、电机所需工作功率：
Pw=FV/1000
=1400×1.55/1000=2.17KW
Pd= Pw /η总
=2.17/0.849=2.56KW
5、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.55/（π×250）
=118.47r/min
按手册表1推荐传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I齿轮 =3~5。取V带传动比I带=2~4，则总传动比理时范围为Ia=6~20。故电动机转速可选范围为
nd=Ia×n筒=（6~20）×118.47=711~2374r/min
符合这一范围同时转速有750、1000、和1500r/min。
依据容量和转速，由有表19-1查出适用电动机
型号：

方案

电动机型号
额定
Kw
电动机转速n(r/min)
同时转速
满载转速
1
Y100L2-4
3
1500
1440
2
Y132S-6
3
1000
960
3
Y132M-8
3
750
710
综合考虑多方面原因，选择第二种方案，即选电动机型号为Y132S-6，则电动机技术参数以下表：

方案

电动机型号
额定功
Kw
电动机转速n(r/min)
同时转速
满载转速
2
Y132S-6
3
1000
960
6、确定电动机型号
依据以上选择电动机类型，所需额定功率及同时转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其关键性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。
三、计算总传动比及分配各级传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/118.47=8.10
2、分配各级传动比
据指导书表2-1，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=3~5合理）
∵i总=i齿轮×i带
∴i带=i总/i齿轮=8.10/4=2.025
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
n电机=960r/min
nI = n电机/i带=960/2.025=474.07(r/min)
nII = nI /i齿轮=474.07/4=118.51(r/min)
2、计算各轴功率（KW）
P电机=2.56KW
输入轴：
PI= P电机×η带×η轴承=2.56×0.95×0.99=2.41KW
输出轴：
PII=
=2.56×0.95×0.992×0.97
=2.31KW
滚筒轴：
PIII=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器
=2.56×0.95×0.993×0.97×0.99
= 2.27KW
4、计算各轴扭矩（N·mm）
TI=9.55×106 PI/ nI =9.55×106×2.41/474.07
=48549N·mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.31/118.51
=186149N·mm
TIII=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.27/118.47
=182987N·mm
轴明细表：
轴名
功率P（KW）

转矩T（N·mm）

转速
r/min
传动比
电动机轴
2.56
25467
960

4

Ⅰ轴
2.41
48549
474.07
Ⅱ轴
2.31
186149
118.51

2.025
卷筒轴
2.27
182987
118.47
五、传动零件设计计算
1、皮带轮传动设计计算
（1）、选择一般V带截型
由书本表2-10得：ka=1.1
PC=KaP=1.1×2.56=2.82KW
由书本2-17得：选择A型V带
（2）、确定带轮基准直径，并验算带速
推荐小带轮基准直径为≥75mm
则取dd1=125mm
dd2=n1/n2·dd1=960/474.07×125=253mm
取dd2=250mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×125/250
=480r/min
传动比误差为：（i。—i）/i =2.025-2/2.025
=0.0125<0.05(许可)
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×125×960/60×1000
=6.28m/s
在5~25m/s范围内，带速适宜。
（3）、确定带长和中心矩
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)
所以有：262.5mm≤a0≤750mm
初选a0=600mm
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×600+1.57(125+250)+(250-125)2/4×600
=1795.26mm
取Ld=1800mm
a≈a0+Ld-L0/2=600+（1800-11795.26）/2
=602.37mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30
=168.10>1200（适用）
（5）确定带根数
依据书本表（2-5）P0=1.37KW
依据书本表（2-7）△P0=0.11KW
依据书本表（2-9）Kα=0.974
依据书本表（2-2）KL=1.01
Z =PC/(P0+△P0)KαKL
=2.82/(1.37+0.11) ×0.974×1.01
=1.87根
Z =2根
(6)计算轴上拉力
由书本表2-1查得q=0.1kg/m，由式单根V带初拉力：
F0=+qV2
=[×(2.5/0.974-1)+0.1×6.282]N
=177.33N
则作用在轴承压力FQ
FQ=2ZF0sinα1/2=2×2×177.33sin（168.1/2）
=705.51N
2、齿轮传动设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传输功率不大，所以齿轮采取软齿面。小齿轮选择40Cr调质，齿面硬度为241~286HBW，取260 HBW。大齿轮选择45钢，调质，齿面硬度197~255HBW ，取230HBW；选8级精度。
(2)确定许用应力
确定相关参数以下：传动比i齿=4
取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=4×24=96
齿数比：u=i=4
查表4.19—3得：αHlim1=710Mpa αHlim2=580Mpa
查表4.21—3得：αFlim1=600Mpa αFlim2=450Mpa
查表4—10得：SHlim1=1.1
FHlim1=1.25
N1=60×474.07×8×300×12
=8.19×108
N2=N1/u =2.05×108
查图4—20 ZN1=1.016 ZN2=1.068
查图4—22 YN1=0.872 YN2=0.898
查图4—23 YX1= YX2=1
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=（710×1.016/1.1）Mpa
=655.78Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=（580×1.068/1.1）Mpa
=563.13Mpa
[σF]1=σFlim1 YX1YN1/SFmin=（600×0.872/1.25）Mpa
=418.56Mpa
[σF]2=σFlim2 YX2YN2/SFmin =（450×0.898/1.25）Mpa
=323.28Mpa
(3)按齿面接触疲惫强度设计
1、转矩T1
TI=9.55×106 PI/ nI =9.55×106×2.41/474.07
=48549N·mm
2、初步算小齿轮直径
d1≥Ad
取Ad=96 =1
d1≥96=55.24mm
取d1=60mm
则齿宽B1= × d1 =60mm
2、 按齿面接触疲惫强度设计
d1≥
KA = 1.5
设计齿轮精度等级为8级，
V= 取Kv=1.02
= 1 查图4.12，取= 1.05

表4—5 = 1.1
K = KAKv= 1.5×1.02×1.05×1.1=1.77
4、计算齿面接触应力
查图4.14得 = 2.5
查表4—6得 =189.8
==1.713
=
d1≥
=
= 50.83mm
模数：m=d1/Z1=50.83/24=2.12mm
取标准模数：m=2.5mm
d1= m× Z1 =60mm = 60mm
(4)校核齿根弯曲疲惫强度
有图4.18查得 = 2.58 = 2.22
有图4.16查得 =1.62 =1.75
因= 1.713 所以得
=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.713=0.688
依据（4—11）式

=
=54.68<[σF1]= 418.56Mpa

=
=37.09<[σF2] =323.28Mpa
大小齿轮弯曲疲惫强度满足要求
(5)确定齿轮关键尺寸
d1 = 60mm = d1=60mm
d2 = d1i=60×4 =240mm = 54mm
a=（d1 + d2）/2 =（60+240）/2=150mm
(6)计算齿轮圆周速度V
V=πd1n1/60×1000
=3.14×60×474.07/60×1000=1.49m/s
名称
小齿轮
大齿轮
中心距a
150mm
传动比i
4
d
60mm
240mm
Z
24
96
m
2.5mm
2.5mm
齿顶高系数
1
1
顶隙系数
0.25
0.25
da
65mm
245mm
df
53.75mm
233.75mm
齿宽b
60mm
54mm
六、轴设计计算
1、 低速轴设计计算

各轴间用圆角过渡 倒角
（1）按扭矩初算轴径
选择45钢调质，硬度217～255HBW
依据表3—1，取C=120
d0≥C=120×(2.31/118.47)1/3mm=32.29mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d0=32.29×(1+5%)mm=33.90mm
∴选d0=34mm
2、轴结构设计
为满足轴上零件定位，紧固要求和便于轴装拆，常将轴做成阶梯状。小齿轮直径小，能够直接铸造到轴上，为了能选择适宜圆钢和降低切削加工量，阶梯轴各相邻轴段直径不宜相差太大，通常非定位轴肩取1～ 2mm，定位轴肩取5～10mm。各段两个阶梯之间直径之差视具体情况而定。
为了便于切削加工，一根轴上圆角半径应尽可能相同；各退刀槽（砂轮越程槽）应取相同宽度及相同倒角尺寸；一根轴上各键槽应开在轴同一母线上。
为了便于加工和检测，轴直径应取圆整值；和标准件配合轴段应取标准值。为了便于装配，轴端应加工出倒角。
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采取过渡配合固定
（2）确定轴各段直径、圆角和长度
由外向内确定各段直径，由内向外确定各段长度
工段：d1=34mm 长度取L1=50mm
有表12-13 R= 1.6mm h=3mm
考虑轴承端面和箱体内壁，齿轮端面和箱体内壁应有一定距离，经过密封盖轴段长应依据密封盖宽度。
II段:d2=d1+2h=34+2×3=40mm
d2=40mm L2=40mm
初选择6009型申购球轴承，其内径为45mm,
宽度为16mm.
取套筒长为20mm，取该段长为mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故III段 长：
L3=（2+24+16）= 42mm 直径d3=45mm
Ⅳ段直径： c = 1 h = 1.5
d4=d3+2h=45+2×1.5=48mm
长度L4=54-2=52mm
Ⅴ段直径d5=56mm. 长度L5=12mm
Ⅵ段直径d6=45mm 长度L6=28mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=224mm
3、按弯矩复合强度计算
①已知d1=34mm
②求转矩：已知T2=186149N·mm
③求圆周力：Ft
依据书本P142得
Ft=2T2/d1=2×186149/34=10949N
④求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=10949×tna200=3985.45
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
(1)绘制轴受力简图（图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=1992.73N
FAZ=FBZ=Ft/2=5474.5N
由两边对称，知截面C弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=1992.73×50/2=49818.25N·mm
(3)绘制水平面弯矩图（图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=5474.5×50/2=136862.5N·mm
(4)绘制合弯矩图（图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(49818.32+136862.52)1/2
=145647N·mm

(5)绘制扭矩图（图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=186149N·mm
(6)绘制当量弯矩图（图f）
转矩产生扭剪文治武功力按脉动循环改变，取α=1，截面C处当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[1456472+(1×186149)2]1/2
=236356N·mm
(7)校核危险截面C强度
σe=Mec/0.1d43=236356/0.1×483
=21.31MPa< [σ-1b] =60MPa
∴该轴强度足够。
2 、高速轴设计计算
（1）按扭矩初算轴径
选择45调质钢，硬度（217～255HBW）
依据书本表6-3取c=115
d0≥c(P3/n3)1/3=115(2.41/474.07)1/3=19.8mm
取d0=22mm
6.2.2轴结构设计
（1）轴零件定位，固定和装配
单级减速器中，能够将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采取键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴各段直径和长度
初选6006型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为13mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为18mm，则该段长31mm。
d0=22mm
d1=22mm L1=40m d2=28mm L2=40mm
d3=30mm L3=31mm d4=36mm L4=10mm
d5=48mm L5=60mm d6=36mm L6=10mm
d7=30mm L7=31mm L=226mm
轴明细表：
低速轴
高速轴
d1=34mm
L1=50mm
d1=22mm
L1=40mm
d2=40mm
L2=40mm
d2=28mm
L2=30mm
d3=45mm
L3=42mm
d3=30mm
L3=31mm
d4=48mm
L4=52mm
d4=36mm
L4=10mm
d5=56mm
L5=12mm
d5=48mm
L5=60mm
d6=45mm
L6=28mm
d6=30mm
L6=33mm

L=224mm
d7=30mm
L7=31mm
L=222mm
七、滚动轴承选择及校核计算
低速轴轴承6009 B=16mm d = 45mm D= 75mm
低速轴轴承6006 B=13mm d = 30mm D= 55mm
八、键联接选择及校核计算
8.1输入轴和带轮联接采取平键联接
轴径d1=22mm,L1=40mm
查手册123页得，选择A型平键，得：
键A 6×32 GB/T1096- L=32mm
TI =48549N·mm h=6mm
依据书本P149(6.15）式得
σp= =4×48549/22×6×32
=45.97Mpa<[σp]=110Mpa
8.2输出轴和大齿轮联接用平键联接
轴径d4=48mm L4=64mm T2=186149N·mm
查手册123页得， 选择A型平键
键14×56 GB/T1096-
L =56mm h=9mm
据书本P149(6.15）式得
σp=
=4×186149/48×9×56=30.8Mpa<[σp] =110Mpa
8.3输出轴和传送带联接用平键联接
轴径d1=34mm L1=50mm T2=186149N·mm
查手册123页得， 选择A型平键
键10×45 GB/T1096-
L =45mm h=8mm
据书本P149(6.15）式得
σp=
=4×186149/34×8×45=60.8Mpa<[σp] =110Mpa
九、箱体结构设计
减速器箱体采取铸造（HT200）制成，采取剖分式结构为了确保齿轮佳合质量。
1. 机体有足够刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采取侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面距离H大于40mm。
为确保机盖和机座连接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3
3.机体结构有良好工艺性.
铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.
4.对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区位置，并有足够空间，方便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔和凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔在油池最底处，并安排在减速器不和其它部件靠近一侧，方便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
因为减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡。
E 位销：
为确保剖分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联结凸缘长度方向各安装一圆锥定位销，以提升定位精度。
F 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体。
减速器机体结构尺寸以下：
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚

12
箱座凸缘厚
b

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M18
地脚螺钉数目

a≤250
4
轴承旁联接螺栓直径

M14
机盖和机座联接螺栓直径

（0.5～0.6）

M12
轴承端盖螺钉直径

（0.4～0.5）
M10

视孔盖螺钉直径

0.3～0.4）
M8
定位销直径

（0.7～0.8）
10
，，至外机壁距离

查表4.2
24
20
18
，至凸缘边缘离

查表4 .2
22
16
外机壁至轴承座端面距离

++（8～12）
48
大齿轮顶圆和内机壁距离

≥
10
齿轮端面和内机壁距离

≥
11
机座肋厚

轴承端盖外径

+
（5～5.5）

98
轴承旁连接螺栓距离

s
以和互不干涉为准，通常取s≈

98
十. 润滑密封设计
对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型，且传速较低，所以其速度小于12m/s，所以采取浸油润滑。油深度为
从密封性来讲为了确保机盖和机座连接处密封，凸缘应有足够宽度，连接表面应精刨，密封表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间距离不宜太大，并均匀部署，确保部分面处密封性。轴承端盖采取嵌入式端盖，易于加工和安装。
十一.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选择弹性套柱销联轴器
十三． 参考资料
1、《机械设计》高等教育出版社 主编 吕宏 王慧
2、《机械原理》北京大学出版社 主编 王跃进
3、《材料力学》 高等教育出版社 主编 刘鸿文
4、《交换性和技术测量基础》 华南理工大学出版社 主编 黄镇昌
十二、设计小结
做了两周课程设计，有很多心得体会。
在课程设计过程中，有时会感到有些心烦意乱。有好几次，因为不小心，我计算犯错，只能重来。
设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握相关机械设计知识。
经过这次机械课程设计，我对机械有了更深了解，对减速器原理和结构也有了一定了解。
经过课程设计，使我深深体会到，干任何事全部必需耐心，细致。

F=1400N
V=1.55m/s
D=250mm

η总=0.849

Pw=2.17KW
Pd=2.56KW

n筒=
118.47r/min

电动机型号
Y132S-6

i总=8.10

i齿轮=4
i带=2.025

n电机
=960r/min
nI=
474.07r/min
nII=
118.51r/min

P电机=2.56KW
PI=2.41KW
PII=2.31KW
PIII=2.27KW

TI =
48549N·mm
TII =
186149N·mm
TIII =
182987N·mm

PC=2.82KW

dd1=125mm
取标准值
dd2=250mm

n2’=
480r/min
V=6.28m/s

取a0=600

Ld=1800mm
a=602.37mm

P0=1.37KW
△P0
=0.11KW
Kα=0.974
KL=1.01

Z=2根

F0=177.33N

FQ =705.51N

i齿=4
Z1=24
Z2=96
u=4

N1=8.19×108
N2=2.05×108

ZN1=1.016
ZN2=1.068

[σH]1 =
655.78Mpa [σH]2 =
563.13Mpa

[σF]1=
418.56Mpa
[σF]2=
323.28Mpa

T1=
48549N·mm

d1=60mm
B1=60mm

KA = 1.5
Kv=1.02
= 1.05

= 1.1
K=1.77

= 2.5
=
189.8
=1.713
=0.93

m=2.5mm
d1= 60mm
= 60mm

= 2.58
= 2.22
=1.62
=1.75
=0.688

=54.68
<[σF1]
=37.09
＜[σF2]

a=150mm
=60mm
=54mm
V =1.49m/s

d0=34mm

d1=34mm
L1=50mm
d2=40mm

L2=40mm
d3=45mm
L3=42mm

d4=48mm
L4=52mm
d5=56mm
L5=12mm
d6=45mm L6=28mm
L=224mm

Ft =10949N
Fr=3958.45N

FAY =1992.73N
FAZ =5474.5N

MC1=
49818.3N·mm

MC2=136862.5N·mm

MC=145647
N·mm

T=186149
N·mm

Mec =236356N·mm

σe=
21.31Mpa
< [σ-1b] =
60MPa
故该轴强度足够

d0=22mm

d1=22mm L1=40mm
d2=28mm L2=40mm
d3=30mm L3=31mm
d4=36mm L4=10mm
d5=48mm L5=60mm
d6=36mm L6=10mm
d7=30mm L7=31mm
L=222mm

A型平键6×32 GB/T1096
-
σp=45.97Mpa
<[σp]

A型平键14×56 GB/T1096
-
σp=30.8Mpa
<[σp]

A型平键10×45 GB/T1096
-

σp=60.8Mpa
<[σp]