皮带运输机传动装置-机械设计论文课程设计论文.doc

机械设计课程设计任务书
学号　　 　 姓名　　 　 设计题号 　
设计题目:皮带运输机传动装置
机械运动简图:

1- 电动机 2－联轴器 3-圆柱齿轮减速器 4-运输带 5－滚筒
运输带牵引力F（牛顿）
3800 5400
每日工作时数t（小时）
8
运输带速度V（米/秒）
1.8 0.8
传送带工件年限（年）
15 10
滚筒直径D（毫米）
320 420
工作日
300
注：
传送带不逆转，工作载荷平稳，允许输送带速度误差为±5％。
设计工作量：
一． 绘制减速器装配图1张
二． 绘制减速器零件图2张，
三． 编写设计说明书１份

一 传动方案分析
该方案的优缺点：

1-电动机 2－联轴器 3-圆柱齿轮减速器 4-运输带 5－滚筒
该工作机运动较平稳，并且该工作机功率不是很大、载荷变化不大，采用二级圆柱齿轮减速器这种简单传动结构，能使传动效率高，结构紧凑。采用闭式齿轮传动能有效防尘，保证润齿轮润滑的良好。二级圆柱齿轮减速，是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

二.原动机选择与计算（Y系列三相交流异步电动机）
已知传送带工作拉力F=3800N，输送带毂轮转速 V＝1.8m/s，鼓轮直径
D=320mm=0.32m。
2.1类型：Y系列三相异步电动机；
2.2功率选择：
工作带所需转速：
工作机所需输入功率：;
电机所需功率：;

其中，为滚筒工作效率，0.96
联轴器效率，0.99
为圆柱齿轮效率，0.97
为轴承效率，0.995
所以 ＝7.84 KW

2.3电机转速选择
输送机工作转速
电机同步转速选：1000；
2.4电机型号确定
所以查表选电机型号为：Y160L-6
电机参数：
额定功率：11Kw
满载转速：＝970
三. 传动装置的运动和动力参数的选择和计算
3.1 总传动比和各级传动比分配：

其中：为高速级传动比，为低速级传动比，且，
取：；
3.2 各轴传动装置的运动和动力参数
1）高速轴：；
；
；
2） 中间轴：；
；
；
3） 低速轴：；
；
；
四 高速级齿轮传动设计(斜齿传动）
4.1选精度等级、材料及齿数
1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮
小齿轮材料：45钢调质 HBS1=280
接触疲劳强度极限MPa （由[1]P207图10-21d）
弯曲疲劳强度极限 Mpa （由[1]P204图10-20c）
大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=240
接触疲劳强度极限 MPa （由[1]P206图10-21c）
弯曲疲劳强度极限 Mpa （由[1]P204图10-20b）
3精度等级选用7级精度
4初选小齿轮齿数24
大齿轮齿数Z2 = Z1= 24×3.6=86取86
5初选螺旋角
4.2 按齿面接触强度设计
计算公式：
mm （由[1]P216式10-21）
1． 确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数
小齿轮传递的转矩 N·mm
齿宽系数 （由[1]P201表10-7）
材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由[1]P198表10-6）
区域系数 （由[1]P215图10-30）
， （由[1]P214图10-26）

应力循环次数

接触疲劳寿命系数
（由[1]P203图10-19）
接触疲劳许用应力
取安全系数.0

∴ 取
2． 计算
（1）试算小齿轮分度圆直径

=58.9mm
（2）计算圆周速度
m/s
（3）计算齿宽b及模数mnt
mm

b/h=10.99
﹙4﹚计算纵向重合度
=2.0933
（5） 计算载荷系数
① 使用系数
<由[1] P190表10-2> 根据电动机驱动得
② 动载系数
<由[1] P192表10-8> 根据v=1.43m/s、 7级精度
＝1.1
③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数
<由[1]P194表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.0、 mm，得

=1.42
④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数
<由[1]P195图10-13> 根据b/h=10.99、

⑤ 齿向载荷分配系数、
<由[1]P193表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得

∴=2.73
（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径
<由[1]P200式(10-10a)>
mm
（7） 计算模数

4.3按齿根弯曲强度设计 <由[1]P198式(10-5)>

1 确定计算参数
（1）计算载荷系数K

（2）螺旋角影响系数
<由[1]P215图10-28> 根据纵向重合系数，得
0.92
（3）弯曲疲劳系数KFN
<由[1]P202图10-18> 得

（4）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.2 <由[1]P202式(10-12)>得

（5）计算当量齿数ZV

取27

取94
（6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα
<由[1]P197表10-5> 得

（7）计算大小齿轮的 并加以比较

比较
<
所以大齿轮的数值大，故取0.014269。

2 计算

=1.96mm
取2
4.4 分析对比计算结果
对比计算结果，取=2.0已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1＝70.43mm来计算应有的
取35
取126
需满足、互质

4.5 几何尺寸计算
1 计算中心距阿a

将a圆整为165mm
2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2
71.74mm
258.26mm
4计算齿宽度
B=mm
取B1=75mm，B2＝70mm
五 低速级齿轮传动设计(斜齿传动）
5.1选精度等级、材料及齿数
1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮
小齿轮材料：45钢调质 HBS1=280
接触疲劳强度极限MPa （由[1]P207图10-21d）
弯曲疲劳强度极限 Mpa （由[1]P204图10-20c）
大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=240
接触疲劳强度极限 MPa （由[1]P206图10-21c）
弯曲疲劳强度极限 Mpa （由[1]P204图10-20b）
3精度等级选用7级精度
4初选小齿轮齿数23
大齿轮齿数Z2 = Z1= 23×2.51=57.66取58
5初选螺旋角
5.2 按齿面接触强度设计
计算公式：
mm （由[1]P216式10-21）
3． 确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数
小齿轮传递的转矩 N·mm
齿宽系数 （由[1]P201表10-7）
材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由[1]P198表10-6）
区域系数 （由[1]P215图10-30）
， （由[1]P214图10-26）

应力循环次数

接触疲劳寿命系数
（由[1]P203图10-19）
接触疲劳许用应力
取安全系数.0

∴ 取
4． 计算
（1）试算小齿轮分度圆直径

=91.63mm
（2）计算圆周速度
m/s
（3）计算齿宽b及模数mnt
mm

b/h=10.54
﹙4﹚计算纵向重合度
=2.093
（5） 计算载荷系数
① 使用系数
<由[1] P190表10-2> 根据电动机驱动得
② 动载系数
<由[1] P192表10-8> 根据v=1.29m/s、 7级精度
＝1.1
③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数
<由[1]P194表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.0、 mm，得

=1.429
④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数
<由[1]P195图10-13> 根据b/h=10.54、

⑤ 齿向载荷分配系数、
<由[1]P193表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得

∴=2.75
（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径
<由[1]P200式(10-10a)>
mm
（7） 计算模数

5.3按齿根弯曲强度设计 <由[1]P198式(10-5)>

1 确定计算参数
（1）计算载荷系数K

（2）螺旋角影响系数
<由[1]P215图10-28> 根据纵向重合系数，得
0.92
（3）弯曲疲劳系数KFN
<由[1]P202图10-18> 得

（4）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.2 <由[1]P202式(10-12)>得

（5）计算当量齿数ZV

取26

取63
（6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα
<由[1]P197表10-5> 得

（7）计算大小齿轮的 并加以比较

比较
<
所以大齿轮的数值大，故取0.013823。

2 计算

=2.99mm
取3
5.4 分析对比计算结果
对比计算结果，取=3.0已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1＝91.63mm来计算应有的
取36
取91
需满足、互质

5.5 几何尺寸计算
1 计算中心距阿a

将a圆整为195mm
2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2
110.55mm
279.45mm
4计算齿宽度
B=mm
取B1=110mm，B2＝105mm
六、轴的设计
6.1高速轴的设计
1）.已知输入轴上的功率P 、转速n 和转矩T
高速轴：；
；

材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=108。
2） 确定轴的最小直径
，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取

选用HL2型弹性套柱联轴器。半联径d1=30mm,故取 d1-2=30mm,半联轴器长度L=55mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L＝53mm
轴配合的毂孔长度L ＝53mm

3）结构设计
拟定轴上零件的装配方案
采用图示的装配方案

4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。
（2）设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承7208，根据轴承孔径，所以mm，长度略比轴承宽度短，取为mm.
（3）齿轮分度圆直径为71.74mm，齿轮宽度为110mm,,因此,mm
（4）轴承由轴肩膀定位， 取,mm，。

5)校核该轴：

L1=122.5 L2=183 L3=68
作用在齿轮上的圆周力为：
径向力：
轴向力：
求垂直面的支反力：

求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：

求水平面的支承力：
N
N
求并绘制水平面弯矩图：

求合成弯矩图：

求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m处截面最危险，其合成弯矩为：（取折合系数）

所以该轴是安全的。

6.2 中间轴的设计：
材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=110。

②根据课本第230页式14-2得：，最小轴径段安装轴承，在此选择7208轴承，因此，
装配低速级小齿轮，且取，轴长比齿宽略短取L3-2=107。
段主要是定位高速级大齿轮，所以取mm，轴长比齿宽略短取L4-5=68mm。
段轴肩定位齿轮，所以取mm，L4-5=7.5mm。

6.3低速轴的设计：
低速轴：；
；
；
⑴确定各轴段直径

1）计算最小轴段直径。
因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算：
考虑到该轴段上开有键槽，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取

选用HL4型弹性套柱联轴器，公称直径为1250N*m。半联径d=60mm,故取 d1-2=60mm,半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L ＝140mm.
2）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。
3）设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承7214，根据轴承孔径，所以mm，长度略比轴承宽度短，取为mm.
4）齿轮孔径为80mm，齿轮宽度为105mm,,因此,mm
5）轴承由轴肩膀定位， 取,mm。
6），齿轮同轴肩定位，,。
（4）．校核该轴：
求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。
作用在齿轮上的圆周力：

径向力：
轴向力：

由减速器图可知，可知：L1=222mm L2=169.5mm L3=89.5mm
求水平面的支承力。

计算、绘制水平面弯矩图。

求垂直面的支反力：

计算垂直弯矩：

合成弯矩。

扭转切应力是脉动循环变应力，则折合系数，则
轴的计算应力：
轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得：，因此 ，故安全。
（5）．精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面,从应力集中对轴疲劳强度的影响，截面7应力集中最严重，因此需校核截面7两侧
校核危险截面左侧：
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
弯矩及弯曲应力：

扭矩及扭转切应力：

轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得：
，，

应力集中系数：，，查附表3-2得：，
由附表3-1得轴的敏性系数为：
，
故有效应力集中系数：

由附图3-2得尺寸系数：
由附图3-3得扭转尺寸系数：
查附图3-4表面质量系数为：
轴未经表面强化处理，则：
综合系数值：
3
8
碳钢的特性系数：
，取：5
，取：
则计算安全系数，得：

轴左截面安全
3．校核危险截面右侧
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
弯矩及弯曲应力：

扭矩及扭转切应力：

过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取
，于是得：
，
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：

故得综合系数为：

所以轴在危险截面右侧的安全系数为：

故该轴在危险截面的右侧的强度也是足够的。

七、轴承的校核
7.1 低速轴轴承校核
由于低速轴受力最大，传递转矩最大，本文只校核低速轴
轴承7214的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力，
查[1]表15-1，得Y=1.4，e=0.4，
派生力，
轴向力，右侧轴承压紧
由于，
所以轴向力为，
当量载荷
由于，，
所以，，，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为
，

轴承寿命的校核

故轴承寿命满足要求。
八 键的设计与校核:
8.1高速轴键的校核
根据，，故轴段上采用键：,
采用A型普通键:
综合考虑取=45得
查课本155页表10-10所选键为：安全合格。

8.2 中间轴键的校核：
只校核大齿轮处的键，因为小齿轮处比大齿轮处长，而键的其它参数相同，大齿轮的合格，小齿轮处也合格。
因为d=45装齿轮查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得
因为L1=70mm初选键长为63mm
,校核

所以所选键为: 安全合格。

6.3低速轴齿轮处的键校核：
因为d=80装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得
因为L1=70初选键长为,校核所以所选键为: 安全合格。

6.4低速轴联轴器处的键校核：
因为d=50装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得
因为L1=100初选键长为,校核所以所选键为: 安全合格。

九.低速轴联轴器的选择：
9.1输入轴联轴器
计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL2的弹性柱销联轴器。
9.2输出轴联轴器
计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL4的弹性柱销联轴器。
十. 润滑方式的确定
因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

十一 减速器机体结构尺寸如下
名称
符号
计算公式
结果
箱座厚度

10
箱盖厚度

10
箱盖凸缘厚度

20
箱座凸缘厚度

20
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M16
地脚螺钉数目

查手册
4
轴承旁联结螺栓直径

M8
盖与座联结螺栓直径

=（0.5 0.6）
M12
轴承端盖螺钉直径

=（0.40.5）

M8
视孔盖螺钉直径

=（0.30.4）
M6
定位销直径

=（0.70.8）
8
，，至外箱壁的距离

查手册表11—2
27
19
19
，至凸缘边缘距离

查手册表11—2
30
27
外箱壁至轴承端面距离

=++（510）
30
大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2
26
齿轮端面与内箱壁距离

>
12.5
箱盖，箱座肋厚

8
8
轴承端盖外径

+（55.5）
106（1轴）
116（2轴）
166（3轴）

参考文献：
［1］濮良贵 纪名纲 主编 《机械设计》第七版 高等教很出版社 2000
［2］王昆 何小柏 汪信远 主编 《机械设计课程设计》高等教育出版社 1995
[3] 机械设计手册编辑委员会.机械设计手册（1-2）第三版[M].北京：机械工业出版社，2004