设计一套含单级直齿圆柱齿轮减速器的台带式运输机中使用的传动装置-机械课程设计.doc

目录
一、 设计任务书 2
二、 电动机的选择 3
三、 传动装置运动和动力参数的确定 4
四、 V带传动的设计 6
五、 齿轮传动的设计 7
六、 轴的设计 9
七、 滚动轴承的选择 11
八、 键的选择 12
九、 联轴器的选择 12
十、 润滑、密封的设计 12
参考文献 13
设计体会 14

一、 设计任务书
(1) 课程设计题目：设计一套含单级直齿圆柱齿轮减速器的台带式运输机中使用的传动装置。
(2) 原始数据及工作条件：运输带传递的有效圆周力F=4500N，运输带速度V=0.9m/s，滚筒的计算直径D=350 mm，原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击，工作时间10年，每年按300天计，单班工作（每班8小时）。
(3) 传动装置简图如下：

电机
带传动
单级齿轮减速器
链传动
联轴器
滚筒
运输带
I 轴
II 轴
III 轴
Fv V
D

二、 电动机的选择
(1) 原始数据：

有效圆周力
F(KN)
滚筒的直径
D(mm)
运输带的速度
V(m/s)
使用期限
T(年)
4.5
350
0.9
10
工作情况：有轻微冲击，单班制(8小时),每年工作300天

根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。
(2) 计算工作所需功率 Pw=(FV)/1000=(4.5×1000×0.9)/1000=4.05kw
(3) 原电动机功率 P电机=Pw/η总
η带=0.95，η轴承=0.986，η齿轮=0.975，
η链=0.965，η滚筒=0.96，η联轴器=0.99，
η总=η带×η4轴承×η齿轮×η链× η滚筒×η联轴器=0.808，
P电机=4.05/0.808=5.01kw，故选取电动机额定功率为5.5kw。
(4) 确定电动机转速 n电机= i总×n滚筒
i总=i带×i齿轮×i链
i带=2，i链=2.44，i齿轮=3，
i总=2×3×2.44=14.64
n滚筒=60×1000v/π＝60×1000×0.9/（3.14×350）=49.14r/min
n电机=14.64×49.14＝719.41 r/min，故选取电动机满载转速n=720r/min。
(5) 选择电动机型号
据电动机额定功率选择其型号为Y160M2-8。
其额定功率Pm=5.5kw，同步转速n=720r/min，满载转速n=720r/min 。
三、 传动装置运动和动力参数的确定
(1) 分配传动比
i总=720/49.14=14.65，i平=，取i带=2，i齿=3 ，则i链=i总/（i带×i齿）=2.44
(2) 各轴的转速
n电=720r/min，
I轴 n1=n电/i带=360r/min
II轴 n2=n电/i齿×i带=120r/min
III轴 n3=n电/i链×i带×i齿=49.18r/min
(3) 各轴的输入功率
P电机=5.01kw
I轴 P1=P电机×η带=4.76kw
II轴 P2=P电机×η带×η轴承×η齿轮=4.583kw
III轴 P3=P电机×η带×η2轴承×η齿轮×η链=4.367kw
(4) 各轴的输入转矩
T电=9550×P电/n电=66.51N·m
I轴 T1=9550×P1/n1=104.17N·m
II轴 T2=9550×P2/n2=314.06N·m
III轴 T3=9550×P3/n3=821.49N·m
将各轴的运动和动力参数的计算数值整理成表格，如下表1所示：
表1 各轴的运动和动力参数

轴 号

转 速 (r/min)

功 率
(KW)

转 矩
(N·m)

传 动 比
Ⅰ
360
4.76
104.17
2
Ⅱ
120
4.583
314.06
2.44
Ⅲ
49.18
4.367
821.49
3

四、 V带传动的设计
(1) 确定计算功率Pca
Pca=KA·P额 ， KA――工况因数
由P书103表6―5由所给参数确定 ，取 KA=1.1，则：
Pca=KA·P额=1.1×5.01=5.511kw。
(2) 选取B型带
根据Pca﹑nm,由所引用教材图6-9选用普通B型V带。
(3) 取主动轮基准直径D1=140mm,从动轮直径D2= iⅠD1=2×140=280,可取D2=280mm。实际传动比iⅠ=280/140=2,与原分配传动比一致，符合要求。验算带的速度v= D1 nm/60×1000＝3.14×140×720/60×1000＝7.536m/s＜35m/s
(4) 确定基准长度Ld和传动中心距a
由0.7(D1+ D2)2(D1+ D2),得294840，又因为在400-500之间选择，所以取=400mm。
Ld´=2++=1468.4mm,取Ld=1500mm
实际中心距：+=415.8mm
(5) 验算小带轮上的包角а1
а1=180°-（D1 - D2）·180°/π·a =163.46>120°，故该包角合适。
(6) 计算带的根数Z
Pca=5.511KW, P0=1.69KW,ΔP0=0.22KW ,Ka=0.96, KL=0.90，
Z= Pca/（P0 +ΔP0)KaKL=3.34,取 Z=4根。
（7）计算带的初拉力F0
查引用教材表6-1得：q=0.17，则：
F0=500Pca（2.5/Ka-1）/vz+qv2=175.0N
(8) 计算作用在轴上的压轴力Fp
Fp=2·z·Fo·sin (a1/2)=1385.44N，
将V带传动的主要参数归于表2。
表2 V带传动的主要参数
名称

带型
带轮基准直径（mm）
传动比
基准长度（mm）
中心距（mm）
根数
预紧力(N)
压轴力
(N)
结果
普通A型V带
D1=140
D2=280
i=2
1500
415.8
4
175.0
1385.44
(9) 带轮设计
由所引用教材表6-8查得：e=19， f=12.5mm。则：
带轮圆宽度:B=(Z-1)e+2f=82mm
五、 齿轮传动的设计
(1) 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数
按传动方案选择标准直齿圆柱齿轮传动，选择小齿轮材料为合金钢，调质处理，平均硬度为250HBS。大齿轮材料为合金铸钢，调质，硬度为200HBS，两者硬度差为50HBS.
(2) 按齿面接触疲劳强度设计
根据两齿轮的齿面硬度，两齿轮的齿根弯曲疲劳极限和齿面接触疲劳极限分别为:
δFlim1=0.95×260MPa=247 Mpa，
δFlim2=0.8×225MPa=180 Mpa，
δHlim1=2.5×260MPa=650Mpa，
δHlim2=2.3×225MPa=518 Mpa，
查表7-6得 ， Ysr1=0.89， Ysr2=0.99。，取SF=SH=1。则得：
其齿根许用弯曲应力 ：
[δF1]= δFlim1/（SF×Ysr1）=247（1×0.89）MPa=278Mpa，
[δF2]= δFlim2/（SF×Ysr2）=180/（1×0.99）MPa=182Mpa。
其齿面许用接触应力：
[δH1]= δHlim1/SH=650/1MPa=650Mpa，
[δH2]= δHlim2/SH=518/1MPa=518Mpa。

(3) 计算几何尺寸
选取小齿轮齿数Z1=30，则Z2=i2Z1=330=90,齿宽系数为：=1. T1=9550×P/n1＝72.95, K=1.5。 d1≥﹛2Kt·T1/·εα•(u﹢1)/u(ZH·ZE﹚/[δH]﹜¹/³= 62.85mm；模数m=d1/Z1=2.09, 取m=2mm,d1=mZ1=2×30=60mm, d2=mZ2=290=180mm。
高速级齿轮传动的尺寸见表3。

高速级齿轮传动的尺寸
名称
计算公式
结果/mm
法面模数
m
2
压力角
а
20°
齿数
Z1﹑Z2
30﹑90
传动比
i2
3
分度圆直径
d1=mZ1 ,d2=mZ2
60,180
齿顶高
ha=ha*m
2.6
齿根高
hf=m(c*+ha*)
3.12
齿顶圆直径
da1=m(Z1+2ha*),da2=m(Z2+2ha*)
81, 272
齿根圆直径
df1=m(Z1-2ha*-2c*),df2=m(Z2-2ha*-2c*)
67.8,358.8
标准中心距
a=m/2(Z1+Z2)
220.5
六、 轴的设计
1、轴的材料选择和最小直径估算
根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：dmin= A0 。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5％~7％，两个键槽时，d增大10％~15％。的值由教材表9-3确定：高速轴A01=105, 低速轴A02=100
高速轴：d＇1min=23.29mm， 因高速轴最小直径处装有大带轮，设有一个键槽，则：d1min=d＇1min(1+0.05)=24.45mm，取为整数d1min=25mm。
低速轴：d＇2min=32.9mm， 因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。则：d2min=d＇2min(1+0.05)=34.55mm，取d2min=35mm
2、高速轴的结构设计
(1) 各轴段直径的确定
：最小直径，安装大带轮的外伸轴段，==24mm。
：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度h=(0.07~0.10)d11
密封圈的标准，=40mm。
：滚动轴承处轴段，=47mm。
：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=57mm。
：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度均小于，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，=64mm。
：滚动轴承处轴段，==47mm。
(2) 各轴段长度得确定
：由大带轮的毂孔宽度B确定，=40mm。
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=75mm。
：由滚动轴承确定，=38mm。
：由挡油盘及装配关系决定，=35mm。
：由高速级小齿轮确定，=80mm。
：由挡油盘及装配关系决定，==35mm。
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=35mm。

3、低速轴的结构设计
(1) 各轴段直径的确定
：滚动轴承处轴段，=45mm。
：轴环，根据齿轮轴向定位要求，=57mm。
：低速级大齿轮轴段，=77mm。
：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=57mm。
：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准，=40mm。
：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，==24mm。
(2) 各轴段长度得确定
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等决定，=35mm。
：轴环宽度，=10mm。
：由低速级大齿轮毂孔宽度决定，=55mm。
：由装配关系、箱体结构等确定，=50mm。
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=68mm。
：由联轴器的毂孔宽度确定，=88mm。
七、 滚动轴承的选择
根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承。由高速轴的结构设计，根据==47mm，选取30210。其基本参数查表可知，e=0.42，Y=1.4,,Cr=73.2，C0r=73.2。由低速轴的结构设计，根据=45mm，选取30216。其基本参数查表可知，，。
八、 键的选择
由表10-1查出高速级小齿轮处键；低速级大齿轮处键；联轴器处键。齿轮轮毂与轴的配合选为，滚动轴承与轴的配合采用过渡配合。
九、 联轴器的选择
根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩的变化，取=1.3，则TⅢ=1.3765.89=995.657N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1985或手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N.m，孔径=48mm，L=112mm，=84mm，许用转速为2800，故适用。标记：HL4联轴器GB/T5014-1985。

十、 润滑、密封的设计
结合传动装置用途查表可知用7407号齿轮润滑脂（SY4036-1984），滴点不低于,在条件下，工作锥入度为可用于齿轮和联轴器的润滑。密封装置是使用毡圈密封，其参数查表可知：速度，压力，温度。轴表面抛光使用。

参考文献
[1] 殷玉枫主编. 机械设计课程设计. 北京：机械工业出版社，2004
[2] 吴宗泽，罗圣国主编. 机械设计课程设计手册. 北京：高等教育出版社，1992
[3] 吴宗泽，罗圣国主编. 机械设计课程设计手册.第2版. 北京：高等教育出版社，1999
[4] 周开勤主编. 机械零件手册. 第五版. 北京：高等教育出版社，2001
[5] 王宁侠，魏引焕主编.北京：机械工业出版社，2005

设计体会
通过本次课程设计，我深深体会到＂实践才是检验真理的标准。＂这句名言的真正含义。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。只有自己亲自动手设计过，才能确认自己是否真正已经掌握好相关知识了。
坦白说，课程设计真的有点累，而且时间相当紧。然而，当我慢慢清理自己的设计成果，慢慢回味这一周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消。在这次设计过程中，我遇到了许多困难，一次次的计算，一次次的修改方案都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，但经过自己的努力和同学老师的帮助，终于按时完成了。
本设计最大的不足就是轴的计算，很多细节上的设计仍有问题存在，需要改进。虽然此次设计时间比较长，但通过这次设计我更了解圆柱直齿轮的带式运输。能完成此次设计，我要感谢帮助过我的同学和老师。
最后,再次感谢我的同窗学友，因为我们有共同的理想与追求。在设计即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入机械设计到计算说明书的顺利完成，多亏有老师、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！虽然此文历经几次修改，但由于笔者水平有限，文中仍会存在许多不足和缺陷，敬请诸位老师和学友不吝批评指正，以使我更加深入地研究和提高！