机械设计基础课程设计设计用于胶带运输机的机械传动装置.docx

机械设计基础课程设计说明书
题目： 设计用于胶带运输机的机械传动装置

专 业：材料成型及控制工程
班 级：成型1104
设计者：鞠英男
学 号：20110399
指导教师：陈良玉

目录
1. 设计任务书 2
1.1. 设计题目 2
1.2. 工作条件 2
1.3. 技术数据 2
2. 电动机的选择计算 2
2.1. 选择电动机系列 2
2.2. 选择电动机的功率及转速 2
2.3. 选择电动机的型号 3
3. 传动装置的运动和动力参数计算 4
3.1. 分配传动比 4
3.2. 各轴功率、转速和转矩的计算 4
4. 传动零件的设计计算 6
4.1. 减速器以外的传动零件（链传动）的设计计算 6
4.2. 减速器以内的传动零件（齿轮）的设计计算 7
5. 轴的设计计算 11
5.1. 减速器高速轴的设计 11
5.2. 减速器低速轴的设计 12
6. 滚动轴承的选择及其寿命计算 15
6.1. 减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算 15
6.2. 减速器低速轴滚动轴承的选择及其寿命计算 16
7. 键连接的选择和验算 19
7.1. 减速器大齿轮与低速轴的键连接 19
7.2. 小链轮与减速器低速轴轴伸的键连接 19
7.3. 联轴器与减速器高速轴轴伸的键连接 19
8. 联轴器的选择 20
9. 减速器的其他附件 20
10. 润滑和密封 21
10.1. 减速器齿轮传动润滑油的选择 21
10.2. 减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择 21
10.3. 减速器密封装置的选择、通气器类型的选择 21
11. 整体装配 21
12. 参考文献 23
1. 设计任务书
1.1. 设计题目
设计胶带传输机的传动装置

1.2. 工作条件
工作年限
工作班制
工作环境
载荷性质
生产批量
10
2
多灰尘
稍有波动
小批
1.3. 技术数据
题号
滚筒圆周力F
(N)
带速v (m/s)
滚筒直径D
(mm)
滚筒长度L
(mm)
ZDL
2200
1.5
280
500
2. 电动机的选择计算
2.1. 选择电动机系列
根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭自扇
冷式结构，电压380伏，Y系列电动机
2.2. 选择电动机的功率及转速
1.1.
1.
2.
2.1.
2.2.
2.2.1. 卷筒所需有效功率
PW=3.30kW
1.2.
1.3.
2.2.2. 传动总效率
根据表2-11-1确定各部分的效率:
弹性联轴器效率 η1=0.99
一对滚动球轴承效率 η2=0.98
闭式圆柱齿轮的传动效率 η3=0.97（暂定8级）
开式链传动效率 η4=0.92
一对滑动轴承的效率 η5=0.97
运输滚筒的效率 η6=0.96
η=0.7901
1.4.
1.5.
2.2.3. 所需电动机的功率
Pr=4.18kW
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式
结构，电压380V，Y系列。
查表2-19-1可选的Y系列三相异步电动机：
Y132S-4型，额定P0=5.5kW；
或选Y132M2-6型，额定P0=5.5kW。
均满足 P0>Pr ，因此初步这样选择。
1.
2.
2.1.
2.2.
2.2.1.
2.2.2.
2.2.3.
2.2.4. 确定电动机转速
传动滚筒转速
nw=102.4r/min
2.3. 选择电动机的型号
现以同步转速为1500r/min、1000r/min两种方案比较，
查得电动机数据，计算总传动比结果列于下表
方案号
电动机型号
额定功率/kW
同步转速
/(r/min)
满载转速/(r/min)
电动机质量/kg
总传动比
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
68
14.06
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
84
9.38
比较两种方案，方案1选用的电动机使总传动比较大。
为使传动装置结构紧凑且价格经济，选用方案2。电动机型号
为Y132M2-6。由表2-19-2查得其主要性能数据列于下表
电动机额定功率/kW
5.5
电动机满载转速/(r/min)
960
电动机轴伸直径D/mm
38
电动机轴伸长度E/mm
80
电动机中心高H/mm
132
堵转转矩/额定转矩
2.0
1.
2.
3. 传动装置的运动和动力参数计算
1.
2.
3.
3.1. 分配传动比
3.1.1. 总传动比

3.1.2. 各级传动比的分配
查表2-11-1
取链传动的传动比为i链=2.5
则减速器传动比
3.2. 各轴功率、转速和转矩的计算
0轴：0轴即电动机的主动轴
P0=Pr=4.18kW
n0=960r/min

1轴：1轴即减速器的高速轴
P1= P0×η1=4.18×0.99=4.14kW

2轴：2轴即减速器的低速轴
η12=0.98×0.97=0.95
P2= P1×η12=4.14×0.95=3.93kW

3轴：3轴即传动滚筒轴
η23=0.98×0.92=0.90
P3= P2×η23=3.93×0.90=3.54kW

各轴运动及动力参数列表示
轴序号
功率P /kW
转速n/(r/min)
转矩T /(N.m)
传动形式
传动比i
效率η
0
4.18
960
41.58
弹性联轴器
1
0.99
1
4.14
960
41.18
闭式齿轮传动
3.752
0.95
2
3.93
255.86
146.69
开式链传动
2.5
0.90
3
3.54
102.34
330.34
4. 传动零件的设计计算
4.1. 减速器以外的传动零件（链传动）的设计计算
4.1.1. 确定链轮齿数
由传动比取
小链轮齿数 取=25 z1=25
大链轮齿数 取=63 z2=63
实际传动比 i链=2.52

4.1.2. 确定链条节距
由式
查教材表10-16得，工况系数1.4
小链轮齿数系数
取双排链，查教材表10-17，得=1.7
P0=2.42kw
因为
查教材图10-23，选链号No10A，节距p=15.875mm p=15.875mm
4.1.3. 计算链长
初选 =40p=4015.875=635mm
链长

取 =126节 Lp=126节
由于中心距可调，实际中心距a≈635mm
4.1.4. 验算链速

v＜15 m/s 适合
4.1.5. 选择润滑方式
按v=1.692m/s,链号10A，查教材图10-26选用滴油润滑。
4.1.6. 作用在轴上的力
由式计算有效圆周力
Fe=2322.70N
作用在轴上的力 FQ≈2787.24N
4.1.7. 链轮尺寸及结构
分度圆直径
d1=126.662mm
d2=318.643mm
4.2. 减速器以内的传动零件（齿轮）的设计计算
4.2.1. 材料的选择
小齿轮选用45号钢，调质处理，齿面硬度217—255HBS
大齿轮选用45号钢，正火处理，齿面硬度162—217HBS
计算应力循环次数N

查教材图11-14得ZN1=1.0 ZN2=1.04（允许一定的点蚀）
由教材图11-15得ZX1=ZX2=1.0
取SHmin=1.0
由教材图11-13（b），得
,
由式计算许用接触应力

因，计算中取
4.2.2. 按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩
初定螺旋角β=12°，由教材图11-20得Zβ=0.99
初取，由教材表11-5得
由教材图11-7得，
减速传动，，取，
由式计算中心距a

查表2-11-2,取中心距a=140mm a=140mm
估算模数mn，根据经验公式
mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×140=0.98~2.8mm,
取标准模数mn=2.5mm mn=2.5mm
计算齿数 z1 z2
小齿轮齿数：
大齿轮齿数：z2=uz1=3.752×23.05=84.50
取z1=24，z2=86 z1=24，z2=86
精确计算螺旋角β
cosβ=mnz1+z22a=2.5×(24+86)2×140=0.98
β=11°28′42″ 与初选β=12°接近，可不修正 β=11°28′42″
验算传动比误差
要求i理 =3.752 而实际传动比 i齿=3.583
传动比误差

在允许范围内。
齿轮分度圆直径
d1=mn·z1/cosβ=2.5×24/cos11°28′42″=61.224mm d1=61.224mm
d2=mn·z2/cosβ=2.5×86/cos11°28′42″=219.388mm d2=219.388mm
圆周速度 v=2.92m/s
由教材表11-6,取齿轮精度为8级。
4.2.3. 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷稍有波动,由表11-3,取KA=1.25
由教材图11-2（b）
按8级精度和
得Kv=1.06
齿宽。 b=56mm
由教材图11-3(a)，按b/d1=56/61.224=0.914
考虑轴刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，取 Kβ=1.08
由教材表11-4，得Kα=1.2
载荷系数 K=1.717
由教材图11-4，按zv1=z1/cos3β=24/ cos311°28′42″=25.5
zv2=z2/cos3β=86/ cos311°28′42″=91.4
得 ，，
所以

由教材图11-6得，
由式（11-31）计算齿面接触应力

4.2.4. 验算齿根弯曲疲劳强度
按zv1=25.5，zv2=91.4,
由教材图11-10得，Y=2.66，Y=2.23
由图教材11-11得，，
由图教材11-12得，
由图教材11-21得，Yβ=0.90
由图教材11-16（b），得，
由图教材11-17，得Y=1.0，Y=1.0
由图教材11-18得,Y=Y=1.0
取Y=2.0，S=1.4
由式计算许用弯曲应力

4.2.5. 齿轮主要几何参数
z1=24, z2=86, u=3.752， mn=2.5 mm，β=11°28′42″，
mt= mn / cosβ=2.5/ cos11°28′42″=2.551mm
d1=mn·z1/cosβ=2.5×24/cos11°28′42″=61.224mm
d2=mn·z2/cosβ=2.5×86/cos11°28′42″=219.388mm
mm,
mm
mm
mm

, 取 b1=b2+(5~10)=62mm
5. 轴的设计计算
5.1. 减速器高速轴的设计
5.1.1. 选择轴的材料
高速轴：选择材料为45号钢，调质处理。
5.1.2. 根据电动机轴直径估算轴伸直径
根据所选电机轴伸
T0=41.58N.m
则d=(0.8～1.0) D=(0.8～1.0)×38=30.4～38mm
5.1.3. 选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承
选择联轴器
拟选用LT型弹性套柱销联轴器（GB/T 4323-2002）。
KA=1.5，计算转矩为
==1.5×41.58=62.37N.m
根据=62.37N.m,从表2-14-2可查LT6号联轴器

设计轴的结构
.根据初选的联轴器型号，由联轴器轴孔直径确定减速器高速
外伸段直径为d=32mm,L联=55mm

初选滚动轴承
根据半径初选圆锥滚子轴承（GB/T 97-1994），型号30208
5.1.4. 求小齿轮上的作用力
转矩T=T1=41.18N.m
圆周力 Ft=1345.22 N
径向力 Fr=499.61N
轴向力 =273.16N
5.2. 减速器低速轴的设计
5.2.1. 选择轴的材料
低速轴：选择材料为45号钢，正火处理。
5.2.2. 按转矩初步估算轴伸直径

由于受键槽影响加大5%，取d0=32mm
5.2.3. 设计轴的结构，初选滚动轴承
设计轴的结构

初选滚动轴承
根据半径初选圆锥滚子轴承（GB/T 97-1994），型号30208
5.2.4. 轴的计算简图

5.2.5. 求垂直面内的支撑反力，作垂直面内的弯矩图
垂直面支反力
L1=90mm, L2=L3=54mm

RAY=672.61N

RBY=672.61N
垂直面弯矩MY图
A点，MAy=0N∙mm MAy=0N∙mm
C点 ， McY=36321N.mm
5.2.6. 求水平面内的支撑反力，做水平面内的弯矩图
水平面支反力

　 RAZ=5082.30N

RBZ=1795.45N
水平面弯矩MZ图
A点，MAZ=FQL1=2787.24ⅹ90=250852N∙mm MAZ=250852N∙mm
C点左, =274444N.mm
C点右 =96959N.mm
5.2.7. 求合成弯矩，作合成弯矩M图
A点 MA=250852N∙mm
C点左, =276837N.mm
C点右, =103539N.mm
5.2.8. 作转矩T图
T=147563N.mm
5.2.9. 求当量弯矩，作当量弯矩MV图
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，
取α=0.6
A点
MvA=266018N.mm
C点左边
MvC左=290650N.mm
C点右边
MvC右=103539N.mm
D点 MvD=88538N.mm
5.2.10. 校核轴的强度
由以上分析可见， C点弯矩最大，而D点轴径最小，所以
该轴危险断面是C点和D点所在剖面。
查表13-1得查表13-2得。
C点轴径
因为有一个键槽。该值
小于原 设计该点处轴径45mm ,故安全。
D点轴径
因为有一个键槽。该值
小于原设计该点处轴径32mm，故安全。
6. 滚动轴承的选择及其寿命计算
6.1. 减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算
6.1.1. 选择轴承类型及初定型号
圆锥滚子轴承（GB/T 97-1994），型号30208 ：
查表得
6.1.2. 计算轴承的受力

R1=854.63N
R2=1227.54N
计算派生轴向力
查表可得e=0.4,Y=1.5，
，
确定轴承的轴向载荷
S1=284.88<FA+S2=682.34,A1=682.34N A1=682.34N
S2=409.18>S1-FA=11.72,A2=409.18N A2=409.18N
6.1.3. 计算当量动载荷

P1=X1R1+Y1A1=1365.36N, P2=X2R2+Y2A2=1227.54N
取P=P1=1365.36N P=1365.36N
6.1.4. 计算轴承寿命

故满足轴承的寿命要求
6.2. 减速器低速轴滚动轴承的选择及其寿命计算
6.2.1. 选择轴承类型及初定型号
圆锥滚子轴承（GB/T 97-1994），型号30208 ：
查表得
6.2.2. 计算轴承的受力
可由前面低速轴校核的力直接求出：
R1=5126.61N
R2=1917.30N
计算派生轴向力
查表可得e=0.4,Y=1.5，
，
确定轴承的轴向载荷
S1=1708.87N> S2-FA=365.94N,A1=1708.87N A1=1708.87N
S2=639.1N>S1+FA=1982.03N,A2=1982.03N A2=1982.03N
6.2.3. 计算当量动载荷

P1=X1R1+Y1A1=5126.61N, P2=X2R2+Y2A2=3739.97N
取P=P1=5126.61N P=5126.61N
6.2.4. 计算轴承寿命

故满足轴承的寿命要求

7. 键连接的选择和验算
7.1. 减速器大齿轮与低速轴的键连接
7.1.1. 键的材料类型及尺寸
45号钢，A型普通平键，b=12mm, h=8mm, L=45mm
7.1.2. 验算键的挤压强度
查教材表的许用挤压应力，
键的计算长度 l=L-b=45-12=33mm
由下式得

该键安全。所以选12×45 GB1096-79
7.2. 小链轮与减速器低速轴轴伸的键连接
7.2.1. 键的材料类型及尺寸
45号钢A型普通平键，b=10mm， h=8mm, L=45mm
7.2.2. 验算键的挤压强度
=100，l=35mm，同上面的方法

因，故安全。所以选10×45GB1096-79。
7.3. 联轴器与减速器高速轴轴伸的键连接
7.3.1. 键的材料类型及尺寸
45号钢A型普通平键，b=10mm， h=8mm, L=70mm
7.3.2. 验算键的挤压强度
=100，l=60mm，同上面的方法

因，故安全。所以选10×70GB1096-79。
8. 联轴器的选择
因前部分已初步选用LT6型弹性套柱销联轴器
根据电动机轴径d=38mm，轴伸长度E=80mm，故选联轴器
主动端轴孔直径d1=38mm，Y型轴孔长度L=82mm，A型键槽。
根据减速器高速轴外伸段直径d=32mm，Y型轴孔长度
L=82mm，A型键槽。故选定联轴器型号为：

9. 减速器的其他附件
轴承盖
轴承盖采用凸缘式，并且分为透盖和闷盖两种，透盖内装有
密封件并设有拆卸孔，具体设计尺寸如简图所示。

检查孔
位置定于齿轮啮合正上方，尺寸为100ⅹ76。
螺钉采用M6标准螺钉。
油标尺及放油孔螺塞
油面指示装置采用油标尺，安装在箱座小齿轮一侧侧壁处，
经试验放置部位和倾斜角度不存在干涉。
放油孔位置如图所示，螺塞采用圆柱螺纹螺塞，并与封油
垫片配合使用。
10. 润滑和密封
10.1. 减速器齿轮传动润滑油的选择
根据工作环境及工作强度，查表2-15-1齿轮润滑油选用
工业闭式齿轮油(GB/T5903-1995)L-CKC，粘度等级320
10.2. 减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择
根据减速器齿轮的圆周速度，减速器轴承采用飞溅润滑，
在箱体上加工出输油沟。
10.3. 减速器密封装置的选择、通气器类型的选择
减速器的工作环境灰尘多，减速器高速轴及低速轴采用
旋转轴唇形密封圈（GB/T 13871.1-2007）。根据高速轴和低速
轴的半径，两密封圈均选用d1=35mm。
同理，采用通气器为M18ⅹ1.5的通气器。
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11. 整体装配
主要传动部分装配示意图

装配完成图

零件装配爆炸示意图

11.
12. 参考文献说明书中未标明“教材”的页码标注，均是
参考文献“[1]陈良玉”;
标明“教材”的页码标注，均是参考文献“[2]孙德志”，
特此说明。

[1]陈良玉·2000·机械设计基础·沈阳：东北大学出版社
[2]孙德志·2006·机械设计基础课程设计·北京：科学出版社