机械设计课程设计-带式运输机的传动装置-本科论文.doc

机械设计课程设计说明书

题 目： 带式运输机的传动装置

目录

一、传动装置的总体设计 1

(一)设计题目 1
1.设计数据及要求 1
2.传动装置简图 1

（二）选择电动机 1
1.选择电动机的类型 1
2.选择电动机的容量 1
3.确定电动机转速 2

（三）、计算传动装置的总传动比 2
1.总传动比 2
2.分配传动比 2

（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 3
1.各轴的转速 3
2.各轴的输入功率 3
3.各轴的输出转矩 3

二.传动零件的设计计算 4

（一）、高速齿轮传动 4
1.选择材料、热处理方式及精度等级 4
2.确定许用应力 4
3.参数选择 4
4.按齿面接触疲劳强度设计 4
5.确定模数和中心距 5
6.修正螺旋角 5
7.确定分度圆直径和齿宽 5
8.校核齿根弯曲疲劳强度 5
9.其他参数 6

（二）、低速速齿轮传动（二级传动） 6
1.选择材料、热处理方式及精度等级 6
2.确定许用应力 7
3.参数选择 7
4.按齿面接触疲劳强度设计 7
5.确定模数、中心距、分度圆直径和齿宽 7
6.校核齿根弯曲疲劳强度 8
7.其他尺寸 8

（三）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。 8

三.轴的设计计算 9

(一)高速轴(即轴Ⅰ)的设计计算 9
1. 轴的基本参数--Ⅰ轴： 9
2.选择轴的材料 9
3.初算轴径 9
4.轴承部件的结构设计 10
5.轴上键校核设计 11
6.校核轴承寿命 11

(二)中间轴(即轴Ⅱ)的设计计算 12
1.轴的基本参数--Ⅱ轴： 12
2.选择轴的材料 13
3.初算轴径 13
4.轴承部件的结构设计 13
5.轴上键校核 13
6.轴的受力分析 14
7.校核轴承寿命 15

(三)输出轴(即轴Ⅲ)的设计计算 15
1. 轴的基本参数--Ⅲ轴： 15
2.选择轴的材料 16
3.初算轴径 16
4.轴承部件的结构设计 16
5.轴上键校核 17
6.轴的强度校核 17
7.校核轴承寿命 19

(四)整体结构的的最初设计 19
1.轴承的选择 19
2.轴承润滑方式及密封方式 19
3.确定轴承端盖的结构形式 20
4.确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸 20

四.设计参考文献: 20

一、传动装置的总体设计
(一)设计题目
课程设计题目为：带式运输机传送装置
1.设计数据及要求：
设计的原始数据要求：
F=2100N； d=250mm； v=1.2m/s
机器年产量：大批； 机器工作环境：清洁；
机器载荷特性：平稳； 机器最短工作年限：五年3班。
2.传动装置简图：

（二）选择电动机
1.选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为380V。
2.选择电动机的容量
工作机的有效功率为：

从电动机到工作机传送带间的总效率为：

式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为减小启动转矩，其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，故采用具有弹性元件的联轴器，如弹性柱销联轴器。对于减速器和工作轴相连的联轴器，它们常常不在同一个底座上，要求就有较大的偏移补偿，选用无弹性元件的挠性联轴器，如十字滑块联轴器。轴承有斜齿轮的选用角接触球轴承，直齿轮的选用深沟球轴承，齿轮为8级精度的一般齿轮传动。由表9.1取。则：

所以电动机所需要的工作功率为：

3.确定电动机转速
按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为：

所以电动机转速的可选范围为：
符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑且成本合理，决定选用同步转速为1500r/min的电动机，另需要其中电机工作所需工作功率：。
根据电动机类型、容量和转速，由本书的表14.1或有关手册选定电动机型号为Y100L2-4。其主要性能如下表：
电动机型号
额定功率/kW
满载转速/(r/min)
起动转矩/ 额定转矩
最大转矩/ 额定转矩
Y100L2-4
3.0
1420
2.2
2.2
电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下表：
型号
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
K
Y100L2-4
100
160
140
63
28
60
8×7
24
12
——
项：
b
b1
b2
h
AA
BB
HA
L1

205
180
105
245
40
176
14
380
（三）、计算传动装置的总传动比
1.总传动比为：

2．分配传动比：

考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：

（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数
1.各轴的转速
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
2.各轴的输入功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
3.各轴的输出转矩
电动机轴的输出转矩为

所以：
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
将上述计算结果汇总于下表得:
轴名
功率kW
转矩 T/(N·mm)
转速 n/(r/min)
传动比i
效率η
电机轴
2.96

1420

1
0.99
Ⅰ轴
2.93

1420

4.66
0.96
Ⅱ轴
2.81

304.72

3.32
0.96
Ⅲ轴
2.70

91.78
卷筒轴
2.65

91.78
1
0.98

二.传动零件的设计计算
（一）、高速齿轮传动
1．选择材料、热处理方式及精度等级
带式运输机为一般机械，采用软齿面齿轮传动。一级传动转速较大，采用圆柱斜齿轮。小齿轮选用45钢，调质处理，齿面平均硬度为236HBS；大齿轮选用45钢，正火处理，齿面平均硬度为190HBS。大小齿轮均选用8级精度。
2. 确定许用应力
根据齿轮的材料和齿面平均硬度，由图6.22查得

取SH=1，SF=1.25，则

3. 参数选择
①　 齿数Z1、Z2：取Z1=21,，则，考虑中心距及减速器的结构尺寸问题，取Z2=98。
②　 初选螺旋角：。
③　 齿宽系数：由表6.6取。
④　 载荷系数K:由表6.5取K=1.0.
⑤　 齿数比u：u=Z2/Z1=98/21=4.67
4. 按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮传递的转矩

由式（6.38）计算小齿轮的分度圆直径

5. 确定模数和中心距
a. 模数：，按表6.1取标准模数
b. 中心距：，圆整，取a=123mm。
6. 修正螺旋角

7. 确定分度圆直径及齿宽
分度圆直径

齿宽，取
8. 校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数

根据当量齿数，由表6.7查得齿形系数YF1=2.78，YF2=2.19
齿形系数与许用弯曲应力的比值为
因为YF2/[σ]F2较大，故需校核齿轮2的弯曲疲劳强度，由式（6.39）有

齿根弯曲疲劳强度满足。
高速级齿轮参数列表
齿轮
法向模数mn/mm
分度圆直径d/mm
齿宽b/mm
齿数z
螺旋角
中心距a/mm
小
2
43.412
55
21
14.6521°
123
大
202.588
60
98

9. 其他尺寸
1) 齿顶高：
2) 齿根高：
3) 全齿高：
4) 齿顶圆直径：
5) 齿根圆直径：
6) 顶隙：

（二）、低速速齿轮传动
1．选择材料、热处理方式及精度等级
二级传动采用软齿面圆柱直齿轮传动。小齿轮选用45钢，调质处理，齿面平均硬度为236HBS；大齿轮选用45钢，正火处理，齿面平均硬度为190HBS。大小齿轮均选用8级精度。
2确定许用应力
根据齿轮的材料和齿面平均硬度，由图6.22查得

取SH=1，SF=1.25，则

3.参数选择
①　 齿数Z1、Z2：取Z1=23,（此值不会根切）则，考虑中心距及减速器的结构尺寸问题，取Z2=75。
②　 齿宽系数：由表6.6取。
③　 载荷系数K:由表6.5取K=1.1.
④　 齿数比u：u=Z2/Z1=75/23=3.26
4.按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮传递的转矩

由式（6.38）计算小齿轮的分度圆直径

5. 确定模数、中心距、分度圆直径及齿宽
a. 模数：，按表6.1取标准模数m=3mm
c. 中心距：。
d. 分度圆直径

e. 齿宽，取
6.校核齿根弯曲疲劳强度
根据齿数，由表6.7查得齿形系数
齿形系数与许用弯曲应力的比值为
因为较大，故需校核齿轮2的弯曲疲劳强度，由式（6.39）有

齿根弯曲疲劳强度满足。
低速级齿轮参数列表
齿轮
模数m/mm
分度圆直径d/mm
齿宽b/mm
齿数z
螺旋角
中心距a/mm
小
3
69
90
23
0°
147
大
225
85
75
7.其他尺寸
1) 齿顶高：
2) 齿根高：
3) 全齿高：
4) 齿顶圆直径：
5) 齿根圆直径：
6) 顶隙：

（三）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。
轴名
功率kW
转矩 T/(N·mm)
转速 n/(r/min)
传动比i
效率η
电机轴
2.96

1420
1
0.99
Ⅰ轴
2.93

1420
4.67
0.96
Ⅱ轴
2.81

304.07
3.26
0.96
Ⅲ轴
2.70

93.27
卷筒轴
2.65

93.27
1
0.98

三.轴的设计计算
(一)高速轴(即轴Ⅰ)的设计计算
1. 轴的基本参数：

作用在齿轮上的力：
切向力
径向力
轴向力

2.选择轴的材料
考虑结构尺寸可能出现的特殊要求（一号小齿轮，其材料45钢调质处理，则有可能需要使用齿轮轴）传递力矩及高转速，选用45钢调质处理，以获得良好的综合机械性能。
3.初算输入轴轴径
按弯扭强度计算：

考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。
式中：
C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献[1]表9.4中查得C值，45钢 为118~106，取C=110。
P——轴传递的功率（单位kW）。
n——轴的转速。

4.轴承部件的结构设计
(1)轴承部件的结构形式
为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式输入轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。

(2)联轴器及轴端1
上述所求的的，就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此1的设计与联轴器的设计同时进行。
为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用LX型弹性柱销联轴器。查表12.1(参考文献[1])可取：K=1.4，则计算转矩：
。
其中型号为LX2的联轴器系列公称转矩满足，取25mm。
(3)轴段2
在确定轴段2的直径时候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。
但考虑大齿轮线速度，即轴承可通过齿轮甩油进行润滑,无需挡油板。联轴器的右端轴肩固定，由图9.8中的公式计算得轴肩高度，但考虑固定和使用唇型密封圈的原因，则可取h=1.75mm,则轴段2直径。
(4)轴段3和轴段7
考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。考虑轴径及安装，暂取7206C,查得d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取轴段3的直径为。
(5)轴段6
由图9.8中的公式计算得，轴段6的轴肩应为。考虑加工便利，初取轴肩2.5mm,则初算可取直径为35mm.
(6)轴段4
轴段4的轴肩也为。轴肩取2.5mm,则直径为35mm。,但考虑到可能使用齿轮轴，需进行计算，知e<2.5 m=5mm,则齿轮结构形式必须选取齿轮轴形式，则知不需要图中的轴端5的轴肩定位。
(7)轴段长度
轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸、齿轮的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。
5.轴上键校核设计
输入轴只有轴段1上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段1上键长大于所需最短工作长度即可。
连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足：
其中由轴的直径20mm，可取键的尺寸b×h=8×7mm。
则可解得:
其连接的联轴器处轴长为42mm，则键可选长度为36mm。
6.校核轴承寿命
由表12.3（参考文献2）查得7206C轴承的。
（1） 计算轴承的轴向力
如图，左侧轴承承受径向力较大，考虑极端情况，令左轴承承受所有轴向力

由受力平衡易求得：

故左轴承受力为

计算当量动载荷
由，由查表10.13查值得e=0.4。
因为，所以查表插值可得：。
当量动载荷为

（轴承在无冲击或轻微冲击下工作，由表12.8查得fp取1.2）
校核轴承寿命
轴承在以下工作，由表12.6查得ft=1。平稳。轴承I的寿命为

已知减速器使用5年3班，则预期寿命为

>>，故轴承寿命充裕。
(二)中间轴(即轴Ⅱ)的设计计算
1. 轴的基本参数：

计算得作用在斜齿轮上的力：
切向力
径向力
轴向力
直齿轮上：
切向力
径向力
2.选择轴的材料
选用45号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。
3.初算轴径
按弯扭强度计算：

考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。
式中：
C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献[1]表9.4中查得C值，45号钢的值为118~106，取C=110。
P——轴Ⅱ传递的功率（单位kW）。
n——轴Ⅱ的转速。
4.轴承部件的结构设计
(1)轴承部件的结构形式
轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。

(2)轴段1
初选角接触球轴承7206C,查得d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取轴段1的直径为。
(3)轴段2与轴段4
由图9.8中的公式计算得，轴段2的轴肩应为（0.07~0.1）25=2.1~3mm。考虑齿轮安装定位，初取轴肩2.5mm,则初算可得直径为。
(4)轴段3
轴段3的轴肩也为（0.07~0.1）38=2.66~3.8mm，轴肩取2.5mm,则直径为40mm。
(5)轴段长度
轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离综合草图进行确定。
5.轴上键校核
中间轴轴段2与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。
连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足：
轴段4与小齿轮连接处的键
其中轴段4的直径35mm，可取键的尺寸b×h=10×8mm，键长L的范围为（22~110）mm，取32mm。
则可解得:
故键长可取32mm或更长值。
考虑此轴上的两个齿轮内侧轮毂宽度，取大齿轮的键长为80mm，小齿轮的键长为36mm。
6．轴的受力分析
(1)画轴的受力简图

中间轴受力：
斜齿轮上的力：
切向力
径向力
轴向力
直齿轮上：
切向力
径向力

(2)计算支承反力
如图，由受力平衡，易求支反力(假设右侧轴承承担所有轴向力)：

故左轴承的总支承反力：

轴承IV的总支承反力：

7.校核轴承寿命
由表12.3查得7206C轴承的。右侧轴承受力较大，只需校核右侧即可
（1） 计算当量动载荷
由，由表10.13查得。
因为，所以。
当量动载荷为（由表10.11查得）

（2） 校核轴承寿命
轴承在以下工作，由表10.10查得。平稳。轴承I的寿命为

已知减速器使用5年3班，则预期寿命为

>>，故轴承寿命充裕。
(三)输出轴(即轴Ⅲ)的设计计算
1. 轴的基本参数--Ⅲ轴：

则经过计算可得作用在圆柱直齿轮上的力：
切向力
径向力
轴向力
2.选择轴的材料
选用45钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。
3.初算轴径
按弯扭强度计算：

考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。
式中：
C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献[1]表9.4中查得C值，45号钢的值为118~106，取小值C=110。
P——轴III传递的功率（单位kW）。
N——轴III的转速。
4.轴承部件的结构设计
(1)轴承部件的结构形式
为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端7开始设计。

(2)轴段7及联轴器
轴段7的直径，需要考虑到上述所求的及轴段1上安装联轴器，因此与联轴器的设计同时进行。
为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用金属滑块联轴器。查表12.1(参考文献[1])可取：K=1.4，则计算转矩：
。
由表13.3(参考文献[2])得可取许用转矩为500N·m的金属滑块联轴器，输出端dmin=40mm。
(3)轴段6
考虑联轴器的轴向固定和唇型密封圈的安装，轴段6直径。
(4)轴段5和轴段1
考虑使用直齿轮，齿轮没有轴向力，轴承类型为深沟球轴承。轴段5需要考虑轴承直径及安装，查表12.2（参考文献[2]深沟球轴承，取其型号为6210,查得d=50mm,D=90mm,B=20mm。一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段5和轴段1的直径为：。
(5)轴段2和轴段4
取定位轴肩2.5mm，故
(6)轴段4
轴段4的轴肩取为4.5mm。则直径为64mm。
(7)轴段长度
轴段长度可综合草图进行设计。
5.轴上键校核
输出轴轴段7与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。
连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足：
(1) 轴段4与大齿轮连接处的键
其中轴段4的直径55mm，可取键的尺寸b×h=16×10mm，键长L的范围为（45~180）mm，取56mm。
则可解得:
故键长可取56mm或更长值。
由大齿轮内侧轮毂宽可取键长为56mm。。
(2) 轴段7与联轴器连接处的键
其中轴段7的直径40mm，可取键的尺寸b×h=12×8mm，键长L的范围为（28~140）mm，取50mm。
则可解得:
故键长可取50mm或更长值。
轴段7和联轴器连接，长为68mm，查表取键长为63mm。
6．轴的强度校核
（1）画轴的受力简图

（2）计算支承反力

在水平面上

水平面弯矩图：

在垂直平面上

竖直面弯矩图：

（3）合成弯矩图

(4)画转矩图。

轴承I的总支承反力：

轴承II的总支承反力：

(5).校核轴的强度
B剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故B剖面右侧为危险剖面,故应对此进行校核。其当量弯矩为

由表11.5查得，对于45钢，，故按式（11.3）得

故轴的强度足够。
7.校核轴承寿命
由表12.1（参考文献2）查得6210轴承的CO=23.2。
轴上齿轮为直齿轮，无轴向力
（3） 计算当量动载荷
当量动载荷为

（4） 校核轴承寿命
轴承在以下工作，由表10.10查得。平稳，由表10.11查得。轴承I的寿命为

已知减速器使用5年3班，则预期寿命为

>>，故轴承寿命充裕。
(四)整体结构的的最初设计
1.轴承的选择
根据之前轴的结构计算设计， 可知三个轴选择的轴承分别为：

轴承型号
d/mm
D/mm
B/mm
输入轴
7206C
30
62
16
中间轴
7206C
30
62
16
输出轴
6210C
50
90
20

2.轴承润滑方式及密封方式
输出轴大齿轮的线速度为
中间轴大齿轮的线速度为
考虑此处线速度足够大，而且大齿轮的尺寸比较大，有六个轴承，采用搅油润滑的方式比较合适。工作环境清洁，密封方式暂采用唇型密封圈即可。
3.确定轴承端盖的结构形式
为方便固定轴承、实现较好的密封性能以及调整轴承间隙并承受轴向力的作用，初步选用凸缘式轴承端盖。输出轴的轴承透盖见零件图。
4．确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸
由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及成本问题，机体采用剖分式，制造工艺选择为铸造。其机体结构尺寸初选如下表：

名称
符号
尺寸 mm
机座壁厚

8
机盖壁厚

8
机座凸缘厚度

12
机盖凸缘厚度

12
机座底凸缘厚度

20
地脚螺栓直径

16
地脚螺栓数目

4
轴承旁连接螺栓直径

12
机盖与机座连接螺栓直径

8
连接螺栓的间距

140
轴承端盖螺钉直径

8
窥视孔盖螺钉直径

6
定位销直径

6
df、d1、d2至外机壁距离
c1
22
、至凸缘边缘距离

20
轴承旁凸台半径

20
凸台高度

方便操作为准
外机壁至轴承座端面距离

50
内机壁至轴承座端面距离

58
大齿轮顶圆与内机壁距离

10
齿轮端面与内机壁距离

10
机盖、机座肋厚
、
、
轴承端盖外径
D1、D2
115，140
轴承端盖凸缘厚度

10
轴承旁连接螺栓距离

115,140

四.设计参考文献:
【1】.《机械设计》 哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编
【2】.《机械设计课程设计》 哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编
【3】.《机械设计大作业指导书》 哈尔滨工业大学出版社
【4】.《机械精度设计基础》 科学出版社 孙玉芹 袁夫彩 主编

XXX 1XXX8103XX 23