带式输送机传动装置专业课程设计.doc

1.传动装置总体方案设计
1.1 传动装置运动简图及方案分析
1.1.1 运动简图

输送带工作拉力
6.5
输送带工作速度 ()
0.85

滚筒直径
350

1.1.2 方案分析
该工作机有轻微振动，因为V带有缓冲吸振能力，采取V带传动能减小振动带来影响，而且该工作机属于小功率、载荷改变不大，能够采取V带这种简单结构，而且价格廉价，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛一个。齿轮相对于轴承不对称，要求轴含有较大刚度。高速级齿轮常部署在远离扭矩输入端一边，以减小因弯曲变形所引发载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机性能要求，适应工作条件、工作可靠，另外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

1.2电动机选择
1.2.1 电动机类型和结构形式
电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机结构形式为封闭式。
1.2.2 确定电动机转速
因为电动机同时转速愈高，价格愈贵，所以选择电动机同时转速不会太低。在通常
机械设计中，优先选择同时转速为1500或1000电动机。这里选择1500电动机。
1.2.3 确定电动机功率和型号
1.计算工作机所需输入功率

由原始数据表中数据得
P=
=
=5.25kW
2.计算电动机所需功率

式中，为传动装置总效率

式子中分别为传动装置中每对运动副或传动副效率。
带传动效率
一对轴承效率
齿轮传动效率
联轴器传动效率
滚筒效率
总效率
取
查表Ⅱ.186得 选择Y132M—4型电动机

电动机技术数据以下：
额定功率：
满载转速:
额定转矩：
最大转矩：
运输带转速

1.3计算总传动比和分配各级传动比
1.3.1确定总传动比

电动机满载速率，工作机所需转速
总传动比为各级传动比连乘积，即

1.3.2分配各级传动比
总传动比
初选带轮传动比，减速器传动比
取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比1.3倍，所以求高速级传动比=4，低速级齿轮传动比=3.1
1.4计算传动装置运动参数和动力参数
1.4.1计算各轴转速
传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为1,2,3轴。

1.4.2计算各轴输入功率

1.4.3计算各轴输入转矩

传动装置参数见表1—2

表1—2 传动装置运动参数和动力参数
轴号
转速（r/min）
输入功率(kW)
输入转矩(N·m)
1
576
6.25
103.62
2
144
6.06
401.90
3
46.5
5.88
127.61

2.传动零部件设计计算
2.1带传动
2.1.1确定计算功率并选择V带带型
1.确定计算工率
由表8—88查工作情况系数，故

2.选择V带带型
依据，由[2]图8—11选择A型。
2.1.2确定带轮基准直径并验算带速
1.初选小带轮基准直径。由[2]表8—7和表8—9，取小带轮基 。
2.验算带速。按[2]式（8—13）验算带速度

因为，故带速适宜。
3.计算大带轮基准直径。由[2]式（8—15a）,计算大带轮基准直径
依据[2]表8—8，圆整为。
2.1.3确定V带中心距和基准长度
1.依据[2]式（8—20）

初定中心距为。
2.由[2]式（8—22）计算所需基准长度

由[2]表8—2选带轮基准长度。
3.按[2]式（8—23）计算实际中心距。

中心距改变范围为。
2.1.4验算带轮包角

2.1.5计算带根数
1.计算单根V带额定功率
由和，查[2]表8—4得
依据，和A型带查[2]表8—5得
查[2]表8—6得，表8—2得，于是

2.计算V带根数Z
取6根
2.1.6确定带初拉力和压轴力
由表[2]表8—3得A型带单位长度质量，所以 应使带实际初拉力
压轴力最小值

2.1.7带轮结构设计
1.带轮材料确实定
大小带轮材料全部选择HT200
2.带轮结构形式
小带轮选择实心式，大带轮选择孔板式（6孔）具体尺寸参考[2]表8—10图8—14确定。
大带轮结构简图图2—1

图2—1

2.2齿轮传动
（一）高速级齿轮传动
2.2.1选择精度等级，材料及齿数
1.运输机为通常工作机，速度不高，参考表10-6，故选择7级精度。
2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数
2.2.2齿轮强度设计
1.选择螺旋角 初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触强度设计
按[2]式（10—24）试算，即

（1）确定公式内各计算数值
1）试选载荷系数
2）小齿轮传输转矩由前面算得
3）由[2]表10—7选择齿宽系数
4）由[2]表10—5差得材料弹性影响系数。
5）由[2]图10—25d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限。
6）由式[2]10—13计算应力循环次数

7）由[2]图10—23取接触疲惫强度寿命系数，
8）计算接触疲惫许用应力

9）由[2]图选择区域系数
10）由[2]图10—26查，
则
11）许用接触应力

（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得

2）计算圆周速度

3）计算齿宽b及模数

4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数
已知使用系数，依据，7级精度，由[2]图10—8查动载系数；由表10—4查；由表10—13查得；由表10—3差得。故载荷系数

6）按实际载荷系数校正所算分度圆直径，由[1]式（10—10a）得

7）计算模数

3.按齿根弯曲疲惫强度设计
由[1]式（10—17）

（1）确定计算参数
1）计算载荷系数

2）计算纵向重合度，从[1]图10—28查螺旋角影响系数
3）计算当量齿数

4）查齿形系数
由[1]表10—5查得；
5）查取应力校正系数
由[1]表10—5查得；
6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限；大齿轮弯曲疲惫极限
7）由[1]图10—18取弯曲疲惫寿命系数，
8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得

9）计算大小齿轮

大齿轮数值大。
（2）设计计算

由接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数。取以满足弯曲疲惫强度。为同时满足接触疲惫强度需按接触疲惫强度算得分度圆直径计算齿数。

取，则
2.2.3几何尺寸计算
1.计算中心距

将中心距圆整为140mm。
2.按圆整后中心距修螺旋角

因β值改变不大故参数无须修正。
3.计算大小齿轮分度圆直径

4.计算齿轮宽度

圆整后取

2.2.4齿轮结构设计（中间轴大齿轮）
因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选择腹板式结构为宜。其它相关尺寸按[1]图10—39荐用结构尺寸设计。大齿轮结构简图2—2

图2—2
（二）低速级齿轮传动
2.2.5选择精度等级，材料及齿数
1.运输机为通常工作机，速度不高，故选择7级精度。
2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数
2.2.6齿轮强度设计
1.选择螺旋角 初选螺旋角β=12°
2.按齿面接触强度设计
按[1]式（10—21）试算，即

（1）确定公式内各计算数值
1）试选载荷系数
2）小齿轮传输转矩由前面算得
3）由[1]表10—7选择齿宽系数
4）由[1]表10—6差得材料弹性影响系数。
5）由[1]图10—21d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限。
6）由式[1]10—13计算应力循环次数

7）由[1]图10—19取接触疲惫强度寿命系数，
8）计算接触疲惫许用应力

9） 由[1]图选择区域系数
10）由端面重合度近似公式算得

11）许用接触应力

（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得

2）计算圆周速度

3）计算齿宽b及模数

4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数
已知使用系数，依据，7级精度，由[1]图10—8查动载系数；由表10—4查；由表10—13查得；由表10—3差得。故载荷系数

6）按实际载荷系数校正所算分度圆直径，由[1]式（10—10a）得

7）计算模数

3.按齿根弯曲疲惫强度设计
由[1]式（10—17）

（1）确定计算参数
1）计算载荷系数

2）计算纵向重合度，从[1]图10—28查螺旋角影响系数
3）计算当量齿数

4）查齿形系数
由[1]表10—5查得；
5）查取应力校正系数
由[1]表10—5查得；
6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限；大齿轮弯曲疲惫极限
7）由[1]图10—18取弯曲疲惫寿命系数，
8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得

9）计算大小齿轮

大齿轮数值大。
（2）设计计算

由接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数。取以满足弯曲疲惫强度。为同时满足接触疲惫强度需按接触疲惫强度算得分度圆直径计算齿数。

取，则 取整
2.2.7几何尺寸计算
1.计算中心距

将中心距圆整为173mm。
2.按圆整后中心距修螺旋角

因β值改变不大故参数无须修正。
3.计算大小齿轮分度圆直径

4.计算齿轮宽度

圆整后取

2.2.8四个齿轮参数列表如表2—1
表2—1
齿轮
模数
齿数
Z
压力角
螺旋角

分度圆直径
齿顶圆直径
齿底圆直径
高速级小齿轮
2
27
20°
15.3°
56
60
51
高速级大齿轮
2
108
20°
15.3°
224
228
219
低速级小齿轮
2.5
33
20°
12.7°
84.58
89.58
78.33
低速级大齿轮
2.5
102
20°
12.7°
261.42
266.42
255.17

续表2—1
齿轮
旋向
齿宽B
轮毂L
材质
热处理
结构形式
硬度
高速级小齿
轮
右
61
61
40Cr
调质
实体式
280HBS
高速级大齿
轮
左
56
65
45钢
调质
腹板式
240HBS
低速级小齿
轮
左
90
90
40Cr
调质
实体式
280HBS
低速级大齿
轮
右
85
92
45钢
调质
腹板式
240HBS

2.3轴系部件设计
第轴设计
2.3.1初算第III轴最小轴径
1.输出轴上功率，转速，转矩
由前面算得：，，
2.求作用在齿轮上力
低速级大齿轮分度圆直径

3.初步确定轴最小直径
先按[1]式（15—2）初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。依据表[1]表15—3，取,于是得

输出轴最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选择联轴器型号。查[1]表
14—1，考虑到转矩改变小，故取。
则联轴器计算转矩。查GB/T5014——1985，选择HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为.半联轴器孔径
，故取，半联轴器长度，半联轴器和轴配合毂孔长度。
2.3.2第III轴结构设计
1.各段轴直径确实定如表2—2
位置
直径（mm）
理由

60
由前面算得半联轴器孔径

70
为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， ，故取。

75
依据选择0基础游隙组标准精度级单列圆锥滚子轴承30315其尺寸为。
故。

87
左端滚动轴承采取轴肩进行轴向定位由[2]上差得30315型轴承定位轴肩高度，所以取。

89
齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径，齿轮处直径见段理由。

77
取安装齿轮处轴段直径。

75
见段理由。
表2—2
2.各轴段长度确实定如表2—3
位置
长度（mm）
理由

105
为确保轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故段长度应比略短些，取。

50
轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面和半联轴器右端面间距离,故取。

40
为联轴器长度，故

97

12
轴环处轴肩高度，轴环宽度，取

88
已知齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取

68
取齿轮距箱体内壁距离为，第II轴上大齿轮距第III轴上大齿轮。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。滚动轴承宽度。第II轴上大齿轮轮毂长。
则
表2—3
3.第III轴结构简图图2—3

图2—3
第（II）轴设计
2.3.3初算第（II）轴最小直径
1.第（II）轴上输入功率，转速，转矩
由前面算得，，
2.分别计算大小齿轮上力
已知第（II）轴上大齿轮分度圆直

小齿轮上分度圆直径为

3.初步确定轴最小直径

依据最小直径查[2]GB/T297—1994选择30309。轴承规格为

2.3.4.第（II）轴结构设计
1.确定轴各段直径如表2—4
位置
直径（mm）
理由

45
依据轴承尺寸

50
依据取小齿轮安装处直径。

58
小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度，取故，则轴环处直径。

50
取大齿轮安装处直径。

45
理由同段。
表2—4
2.确定轴各段长度
为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。
轴环处轴肩高度，轴环宽度。轴环处长度取
其它轴尺寸，依据第III轴算出尺寸进行确定。

2.3.5第（II）轴强度校核
1.轴载荷分析图2—4

图2—4

2.大小齿轮截面处力及力矩数据
由上轴结构图及弯矩和扭矩图能够看出大小齿轮中心线截面处是轴危险截面，现将计算出两个截面处，，值列于下表2—5
载荷
水平面
垂直面
支反力

弯矩

总弯矩

扭矩

表2—5
3.按弯扭合成应力校核轴强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面即（小齿轮）中心线截面强度。依据[1]式（15—5）及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取
，轴计算应力

前已选轴材料为45钢，调质处理，由表[1]15—1查得。所以，。
故安全。
4.正确校核轴疲惫强度
从轴受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。即使两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面无须校核。截面II，III，IV，V处应力集中影响靠近，但截面III，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。因为截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。
1）截面II左侧

截面左侧弯矩为
截面上扭矩为

截面上弯曲应力

截面上扭转切应力

轴材料为45钢，调质处理，由[1]表15—1查得，
。截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按[1]附表3—2查取。因，，经插值可查得

又由[1]附图3—1可得轴材料敏感系数为

故有效应力集中系数按[1]式（附表3—4）为

由[1]附图3—2尺寸系数，又由附图3—3扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由[1]附图3—4得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，及，按[1]式（3—2）及式（3—12a）得综合系数为

由[1]§3—1及§3—2得碳特征系数
，取
，取
于是，计算安全系数值，按[1]式（15—6）~（15—8）则得

故可知其安全。
2）截面II右侧
抗弯截面系数按[1]表15—4中公式计算

弯矩及弯曲应力为

扭矩及扭转应力为

过盈配合处，由[1]附表3—8用插值法求出，并取于是得

轴按磨削加工由[1]附图3—4得表面质量系数为

故得综合系数

所以轴在截面右侧安全系数为

故该轴在截面II右侧强度也是足够。因无大瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。

第（I）轴设计
2.3.6 初算第（I）轴最小直径
1.先按[1]式（15—2）初步确定轴最小直径。选择轴材料为45号钢，调质处理。依据[1]表15—3，取。

依据最小直径选择30307轴承，尺寸为
2.3.7第（I）轴结构设计
依据轴（I）端盖总宽度及外端盖距带轮距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即II—III段长度为50mm。再依据轴（III），（II）数据，及确定箱体内壁距离和带轮轮毂长即可将整个轴结构尺寸确定。轴结构简图图2—5

图2—5

2.3.8轴系零部件选择
依据前面轴设计内容能够确定各个轴上零部件。现将各轴系零件列表如表2—6

轴承（GB/T297—1994）
键（GB/T1096—）
联轴器（GB/T5014—1985）
轴I
30307

（带轮）

(小齿轮)

轴II
30309

(小齿轮)

(大齿轮）

轴III
30315

(联轴器）

(大齿轮)
HL5
表2—6
3.减速器装配图设计
3.1 箱体关键结构尺寸确实定
3.1.1铸造箱体结构形式及关键尺寸
减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，关键尺寸如表3—1
名称
符号
齿轮减速器
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘壁厚

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地角螺栓直径

18
地角螺栓数目

4
轴承旁连接螺栓直径

14
连接螺栓间距

150
轴承端盖螺钉直径

8
视孔盖螺钉直径

6
定位销直径

8
至外箱壁距离

24/20/16
至凸缘边缘距离

22/14
轴承旁凸台半径

18
凸台高度

低速轴承外径确定
外箱壁至轴承座端面距离

46
铸造过分尺寸
x,y
x=5 y=25
大齿轮顶圆和内箱壁距离

10
齿轮端面和内箱壁距离

>8
箱盖箱座肋厚

轴承端盖外径

201
轴承旁连接螺栓距离
s
201
盖和座连接螺栓直径

10
3.1.2箱体内壁确实定
箱体前后两内壁间距离由轴结构设计时就已经确定，左右两内壁距离经过低速级大齿轮距箱体内壁距离也一样能够确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于30~50mm，由此能够确定下箱体内壁距大齿轮中心距离。
3.2 减速器附件确实定
视孔盖：
由[3]表11—4得，由是双级减速器和中心距，可确定视孔盖得结构尺寸。
透气孔：
由[3]表11—5得，选择型号为通气塞
液位计：
由[3]表7—10得，选择型号杆式油标
排油口：
油塞螺塞直径可按减速器箱座壁厚2~2.5倍选择。取螺塞直径为16mm.
起盖螺钉：
起盖螺钉数量为2，直径和箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm
定位销：
由表3—1定位销直径为8mm
吊环：
由[3]表11—3得，吊耳环在箱盖上铸出。依据表3—1中确定尺寸能够确定吊耳环尺寸。

4.润滑 密封及其它
4.1润滑
1.齿轮润滑
因齿轮圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑润滑方法。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但大于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（大于10mm）,1/6齿轮。
2.轴承润滑
轴承采取润滑油进行润滑，润滑油直接采取减速器油池内润滑油经过输油沟进行润滑。
4.2密封
为确保机盖和机座连接处密封，连接凸缘应有足够宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选择凸缘式轴承盖易于调整，采取密封圈实现密封。端盖直径见表3—1。密封圈型号依据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。
4.3其它
（1）装配图图纸选择A1图纸，按1：2百分比画。
（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机内不许有任何杂物存在，内壁图上不被机油侵蚀涂料两次。
（3）齿啮合侧隙用铅丝检验大于0.6mm，铅丝不得大于最小侧隙四倍。
（4）用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点大于40%，按齿长接触斑点大于50%，必需时间可用研磨或刮后研磨方便改善接触情况。
（5）应调整轴承轴向间隙，F35为0.03~0.008mm F45为0.06~0.12mm F750.08~0.15mm.
检验减速器剖封面，各接触面积密封处，均不许漏油，剖封面许可涂密封油漆或水玻璃，不许使用任何填料。
（6）机内装N68润滑油至要求高度
（7）表面涂灰色油漆。

5.总结
大学以来学了《理论力学》，《材料力学》，《机械原理》，《机械设计》，《机械制造》，《机械制图》，还真不知道它们有什么用，我能将它们用在什么地方。经过这次课程设计，我发觉以前学理论基础课程还不是很牢靠，没有真正联络实际。自己设计数据和实践有很大差距，有不符合机械设计指导书上要求，还有就是知识遗忘性大，不会将所学知识融会贯通等等。
经过这次设计我发觉搞机械设计这一行需要自己有丰富经验和牢靠基础理论知识。这次设计过程中好多内容是参考书上，很多数据选择全部是借鉴书上数据，还有很多数据是自己选不知道何不合理，好多设计关键地方全部是在老师指导下完成。毫无疑问，我们设计内容有好多错误地方。我们设计减速器也极难经起实践考验。不过，这次设计毕竟是自己第一次将所学知识联络到实践中，有很多设计不合理地方那是肯定。经过这次设计我了解了部分设计步骤和准则。我们不能违反这些准则不然我们设计将会犯错。这次设计也培养了我部分良好习惯比如，设计时要专门准备好初稿纸，在稿纸上一步一步将自己设计内容写清楚等。搞机械这一行需要有严谨作风，我这次设计过程中一直记住了这一点。设计过程中有好多数据有错误或则不合理，但不是很严重，好多同学全部忽略了。这次我没有像以前那样忽略这些小细节。在这次设计过程中我还发觉我有些应用软件如cad,solidworks等使用起来不是很熟练，机械手册查起来不熟练等问题，接下来在这些方面我还要深入加强。
总而言之，这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其它课程理论知识和应用生产实际知识处理工程实际问题能力，在设计过程中还培养出了我们团体精神，大家共同处理了很多个人无法处理问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识了解和接收应用方面不足，在以后学习过程中我们会愈加努力。

参考文件
参考文件
[1]濮良贵、纪名刚.机械设计.8版.北京：高等教育出版社，.5
[2]席伟光、杨光、李波.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，.
[3]吴宗择、罗圣国.机械设计课程设计手册.3版.北京：高等教育出版社，.