精密机械课程设计带式运输机传动装置设计.doc

精密机械设计基础
设计说明书

题 目 带式运输机传动装置设计

目录
一、精密机械课程设计任务书.……………………………….2
二、精密机械课程设计说明书……………………………… 2
1 传动方案拟定…………….……………………………….5
2 电动机的选择……………………………………….…….5
3 计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….7
4 运动参数及动力参数计算………………………….…….7
5 传动零件的设计计算………………………………….….8
6 轴的设计计算…………………………………………..14
7 滚动轴承的选择及校核计算………………………….…21
8 键联接的选择及计算………..……………………………22
9联轴器的选择………………………………………………23
10 减速器润滑方式、密封形式………………………………
………………………………………………………………..23
11个人心得…………………………………………………26
12参考资料…………………………………………………26
三、设计图纸……………………………………………………27

精密机械课程设计任务书
班级 姓名

设计题目：带式运输机传动装置设计
布置形式：设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器
传动简图如下：

原始数据：

一、 课程设计的题目
设计一用于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限10年，一班制工作。运输带速度允许误差±5%。
设计参数及分配如下：

F(N)
1500
2200
2300
2500
2600
2800
3000
2200
2500
1700
V(m/s)
1.1
1.1
1.5
1.25
1.1
1.4
1.2
1.6
1.45
1.2
D(mm)
220
240
300
250
200
300
220
300
300
220

学号

1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
绘制零件
机盖工作图
机座工作图

要求：中心距a＜250mm，模数m≥2mm；
齿轮传动的传动比i齿≤4，且带传动的传动比i带=2～4但必须满足i带＜i齿。

最终提交的文件（全部为Word电子文件）包括：
l 精密机械课程设计任务书（一份）；
l 精密机械课程设计说明书（一份）；
l 设计图纸（两张零件图—大齿轮以及与大齿轮相连的轴）。

要求完成日期：本学期结束前

设计计算说明书
一、传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
（1） 工作条件：使用年限10年，运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，一班制工作。运输带速度允许误差±5%。
（2） 原始数据：
运输带工作拉力F=3000N；
带速V=1.2m/s；
滚筒直径D=280mm；
二、电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：

（1）、工作机所需功率：
Pw =FV/1000=3.6kw；
（2）、工作机输入功率：
Pr= Pw /η滚筒=3.75kw；
（3）、各部分效率：
V带：η=0.96；
联轴器：η1=0.99；
轴承：深沟球轴承η2=0.99；
齿轮：圆柱直齿轮 7级精度 η3=0.97；
卷筒：ηw=0.96；
电机到第一根轴的传动比：η01=0.96；
两根轴之间传动比：η12=η2×η3=0.9603；
2轴和卷筒传动比η2w=η22×η1=0.9703；
电动机到工作机总效率：
η=η01×η12×η2w=0.8945；
（4）、所需电动机输出功率：
Pd=Pr/η=4.19kw；
查表确定选择额定功率为5.5kw的电动机，无特殊要求，初选Y132s1-2、Y132s-4、Y132m2-6三种方案，满载转速分别为2900、1440、960r/min；

3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.2/(π×220)
=104.17r/min
圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 i齿<=4， V带传动比i带=2~4，i带
2、分配各级传动比
（1） 要求：i齿<=4，i带=2~4，i带各轴扭矩（N·mm）
TI=9550×PI/nI=9550×5.28/416.667
=121.02N·m
TII=9550×PII/nII
=9550×5.07/104.167
=464.816N·m
Tw=9550×Pr/nW=9550×3.75/104.167
=343.799N·m
五、 传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 小带轮转速n1=1440r/min
大带轮转速n2=416.667r/min
（2） 选择普通V选带截型
传递的名义功率P=5.5kw
由课本P122表7-5得：kA=1.1
P’=KAP=1.1×5.5=605kw
由课本P122图7-17得：选用A型V带
（3） 确定带轮基准直径，并验算带速
由课本图7-17得，推荐的小带轮基准直径为80~100mm
则取D1=100mm>Dmin=75，e=0.02
D2=i带·D1（1-e）
=3.456×100×0.98=338.688mm
由课本P123表7-7，取D2=335mm

实际从动轮转速n2’=n1D1/D2=1440×100/335
=429.85r/min
转速误差为：（n2-n2’）/n2
=（416.667-429.85）/416.667
0.032<0.05(允许)
带速V带：V带=πD1n1/（60×1000）
=π×100×1440/（60×1000）
=7.5398m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（4） 确定带长和中心矩
根据课本P123式（7-29）得
0. 7(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2)
0. 7(100+335)≤a0≤2×(100+335)
所以有：304.5mm≤a0≤870mm
初定中心距a0=652.5mm
由课本P118式（7-12）得：
L=2a0+(π/2) (D1+D2)+(D2-D1)2/(4a0)
=2×652.5+(π/2) (100+335)
+(335-100)2/(4×652.5)
=2009.46mm
根据课本P116表（7-3）取Ld=2000mm
a≈a0+(Ld-L)/2=652.5+(2000-2009.46)/2
=647.77mm
（5） 验算小带轮包角
α1=1800-(D2-D1)/a×57.30
=1800-(335-100)/647.77×57.30
=159.210>1200（适用）
（6） 确定带的根数
查表：P0=1.32KW △P0=0.17KW
Kα=0.95 KL=1.03
得
V带根数Z=P’/(P0+△P0)KαKL
=6.05/(1.32+0.17) ×0.95×1.03
=4.1496
取Z=5
(6)计算轴上压力
由课本表 查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：
F0=500P’(2.5/Kα-1)/(ZV) +qV2
=136.6N
则作用在轴承的压力FZ，
FZ=2ZF0sinα1/2
=1343.58N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢，调质，齿面硬度为220~250HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据表选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
（1） 许用接触应力[σH]：
[σH]= σHlimKHL/SH
由课本查得：
σHlimb1=836Mpa σHlimb2=669Mpa
所以应按接触极限应力较低的计算，即只需求出[σH]2，对于调质处理的齿轮，SH=1.1
因为载荷稳定
所以应力循环次数NH=60n2t
n2=104.167r/min t=8×300×10h=24000h
所以 NH=15×107
查表得：循环基数NH0=2.5×107
所以NH>NH0 则KHL=1
所以[σH]2=669/1.1=608MPa
（2） 许用弯曲应力
[σF]= σFlimbKFcKFL/SF
查表得：σFlimb2=1.8HBS=540MPa
σFlimb1=600MPa
取SF=2，单向传动取KFc=1
因为NFv>NFo,所以KFL=1
所以[σF]1=300MPa，[σF]2=270MPa
（3） 计算齿轮的工作转矩T1
T1=9.55×106×PI/nI=9.55×106×5.28/416.667
=121017.5N·mm
（4） 根据接触强度求小齿轮分度圆直径
d1≥Kd(KbT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
初步设计取Kd=84(MPa)1/3，φd=1，Kb=1.05
所以d1>=63.38mm 取d1=64
齿宽b=φdd1=64mm
选定齿数Z1=32，Z2=uZ1=4×32=128
模数m=d1/Z1=2，中心距a=m/2(Z1+Z2)=160
（5） 验算接触应力
σH=ZnZEZe(2 KbKVT1(u+1)/(d13φd))1/3
查表得：ZH=1.76，Ze=1(直齿)
ZE=271(MPa)1/2(钢制齿轮)
齿轮圆周速度v=πd1 nI/60000=1.3946m/s
查表得KHV=1.13（7级精度）
所以σH=529.65MPa<[σH]2（符合）
（6） 验算弯曲应力
σF=YF·2 KbKVT1/( d12φdm)
查表得：
Z1=32，YF1=3.87
Z2=128，YF2=3.75（x=0）
[σF]1/YF1=300/3.87=77.5MPa
[σF]2/YF2=270/3.75=72MPa
[σF]2/YF2<[σF]1/YF1
故应计算大齿轮的弯曲应力
σF2=133.78MPa<[σF]2（弯曲强度足够）
齿轮相关数据：
模数m=2，压力角a=200
标准中心距a=160mm
分度圆直径d1=64mm，d2=256mm
齿顶圆直径da1=68mm，da2=260mm
齿宽b=64mm

六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据设计手册例题，并查表10-2，取c=110
d≥110(5.28/416.167)1/3mm=25.656mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=25.656×(1+5%)mm=26.939mm
∴选d=28mm

2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 4—套筒
6—密封盖 7—轴端挡圈 8—轴承端盖 9—带轮 10—键

（2）确定轴各段直径和长度
G段：dG=28mm 长度取LG=42mm
F段：dF=30mm 长度LF=50mm
E段：初选用6207型深沟球轴承，其内径为35mm, 外径为72mm，宽度为17mm。
所以定dE=35mm 长度LE=18mm
D段：为轴肩，所以dD=44mmLD=8mm
C段：为齿轮段，根据小齿轮尺寸，确定：
LC=72mm
B段：为轴肩，所以dB=44mm，LB=8mm
A段：同E段，dA=35mm，LA=18mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=216mm
（3）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=64mm
②求转矩：已知T1=121017.5N·mm
③求圆周力：Ft=2T1/d1=121017.5/64=3781.797N
④求径向力：Fr=Ft·tanα=3781.797×tan200=1376.46N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：L1=L2=52.5mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
由前面算得大带轮作用于轴上的力F=1343.58N
所以FA带轮=886.5N，FB带轮=2230.12N
FAY=Fr/2+FA带轮=1574.73N
FBY= FB带轮- Fr/2=1541.89N
所以FBY/1000=115.345N·m
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(96.0592+115.3452)1/2=150.1N·m
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=121.017N·m
（6）绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，材料是45号钢，调质处理，查表得：σB=650MPa，[σ-1b]=60MPa
[σ0b]=102.5
所以α=[σ-1b] /[σ0b]=0.585
截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[150.12+(0.585×102.017)2]1/2=161.5N·m
（7）校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1dC3=49.3MPa< [σ-1b] =60MPa
∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据设计手册表 取c=110
d≥c(PII/nII)1/3=110 (5.07/104.167)1/3=40.162mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
F段：有键，选LX3J型弹性柱销联轴器
所以dF=42mm 长度LF=84mm
E段：dE=48mm 长度LE=50mm
D段：初选用6211型深沟球轴承，其内径为55mm, 外径为100mm，宽度为21mm。
所以dD=55mm，LD=35mm
C段：为齿轮段，根据大齿轮尺寸，确定：
dC=60mm，LC=63mm
B段：为轴肩，所以dB=64mm，LB=12mm
A段：同D段，dA=55mm，LA=22mm

（3）按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=256mm
②求转矩：已知T3=464.816N·m
③求圆周力：Ft=2T3/d2=3631.375N
④求径向力：Fr=Ft·tanα=1321.712N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=54.5mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=660.86N
FAZ=FBZ=Ft/2=1815.7N
(2)两边对称，所以截面C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=660.86×54.5/1000=36.017N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1815.688×54.5/1000=98.95N·m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（36.0172+98.952）1/2
=105.3N·m
(5)计算当量弯矩：
查表得：σB=650MPa，[σ-1b]=60MPa
[σ0b]=102.5
所以α=[σ-1b] /[σ0b]=0.585
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=291.6MPa
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=1.35Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
10×300×8=24000小时
1、计算输入轴承
（1）已知nI =416.667r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=FAZ=1890.9N
初先两轴承为深沟球轴承6207型
轴颈d=35mm，外径D=72mm，Fr=1890.9N，Fa=0
基本额定动载荷Cr=25.5kw
（2）轴承寿命计算
LH=16670/n(ftCr/P)ε
ft取1，当量动载荷P=Fr=1890.9N，e=3
∴LH=98120.86h>24000h
符合
2、计算输出轴承
（1）已知nII=104.167r/min
Fa=0 FR=FAZ=1815.7N
试选6211型深沟球轴承
轴颈d=55mm，外径D=100mm，Fr=1815.7
基本额定动载荷Cr=43.2kw
（3） 计算轴承寿命
ft、fp取1，当量动载荷P=Fr=1815.7N，e=3
∴Lh=16670/n(ftCr/P) ε=2155425h>24000h
符合
八、键联接的选择及校核计算
1、输入轴与大带轮联接采用平键联接
dG=28mm，LG=42mm，T=121.017N·m
查手册得，选用A型平键，得：
键A 8×7
键宽b=8mm，键高h=7mm，键长L=36mm
深度：轴t=4.0mm，毂t1=3.3mm

所以σp=4T/dhL=68.6Mpa<[σR](110Mpa)
2、输出轴与齿轮联接采用平键联接
轴径dC=60mm LC=63mm T=464.816N·m
查手册得，选A型平键
键A 18×11
键宽b=18mm，键高h=11mm，键长L=56mm
深度：轴t=7.0mm，毂t1=4.4mm
σp=4T/dhL=50.3Mpa<[σR](110Mpa)
3、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径dG=42mm LG=84mm T=464.816Nm
查手册得，选用A型平键
键12×8
键宽b=12mm，键高h=8mm，键长L=70mm
深度轴t=5.0mm，毂t1=3.3mm
σp=4T/dhL=79.05Mpa<[σR](110Mpa)

九、联轴器的选择
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。
（2）载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.4×464.816=650.742Nm，其中KA为工况系数，由表得K A=1.4
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—2003，选用LX3J型弹性柱销联轴器，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=4700r/min ,故符合要求。

十、 减速器润滑方式、密封形式
一、润滑的选择确定
对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30-50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量约为350-700cm3。
对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
二、密封形式
箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与集体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封
轴承孔的密封:闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部
轴的外伸端与透盖的间隙，由于V<3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封
轴承靠近机体内壁处用挡油加油密封，防止润滑油进入轴承内部

F=1500N
V=1.7m/s
D=280mm

Pw=3.6kw
Pr=3.75kw
η=0.8945
Pd=4.19kw

nw=104.17r/min

电动机型号

Y132S-4

i =13.824
i齿=4
i带=3.456

nI =416.667r/min
nII=104.167r/min
nw=104.167r/min
PI=5.28KW
PII=5.07KW
TI=121.02N·m
TII=464.816 N·m
TIII=343.799 N·m

D2=338.688mm
取标准值
D2=335mm

n2’=429.85r/min

V带=7.5398m/s

304.5mm≤a0≤870mm
取a0=652.5mm

Ld=2000mm
a=647.77mm

Z=5根

F0=136.6N

FZ=1343.58N

σHlimb1=836Mpa
σHlimb2=669Mpa

NH=15×107
NH0=2.5×107
[σH]2=608MPa

σFlimb2=540Mpa
σFlimb1=600Mpa

[σF]1=300MPa
[σF]2=270MPa

T1=121017.5N·mm

d1=64mm
m=2mm
Z1=32
Z2=128
a=160

v=1.3946m/s
σH=529.65MPa

σF2=133.78Mpa

d=28mm

dG=28mm
LG=42mm
dF=30mm
LF=50mm
dE=35mm
LE=18mm
dD=44mm
LD=8mm
LC=72mm
dB=44mm
LB=8mm
dA=35mm
LA=18mm
L=216mm

Ft =1000.436N
Fr=364.1N

FAY =1574.73N
FBY =1541.89N
FAZ =1890.9N

MC1=96.059N·m

MC2=115.345N·m

MC =150.1N·m

T=121.017N·m

Mec =161.5N·m

σe =49.3MPa
<[σ-1]b

dF=42mm
LF=84mm
dE=48mm
LE=50mm
dD=55mm
LD=35mm
dC=60mm
LC=63mm
dB=64mm
LB=12mm
dA=55mm
LA=22mm

Ft =3631.375N
Fr=1321.712N

FAX=FBY=660.86N
FAZ=FBZ=1815.7N

MC1=16.1N·m

MC2=98.95N·m

MC =105.3N·m

Mec=291.6MPa

σe =1.35Mpa
<[σ-1]b

轴承预计寿命24000h

P= 1890.9N
LH=98120.86h
>24000h
预期寿命足够

P= 1815.7N
Lh=2155425h
>24000h
故轴承合格

A型平键8×7

σp=68.6Mpa

A型平键
18×11

σp=50.3Mpa

A型平键
12×8
σp =79.05Mpa

十一、个人总结
经过九天的课程设计最大的感受就是累！第一天下午，对着画板，完全不知道从何处开始，干着急，然后果断去图书馆借了两本书，回来就照着上面的步骤，一步一步的计算计算在计算。大概算了三天，枯燥无味的三天，总算是把主要的数据准备好了，开始画图！画图时发现，之前算的数据有好多地方得改，然后下面都得跟着改，总之，很烦人。
不过，烦人归烦人，当我投入到其中之后，感觉充满了能量，就想一口气把它做完，早上八点到教室开始画图，一直画，一直画，当停下来看时间时，已经过了十二点了！
设计过程就是把学的东西应用到实际的过程，之前就学会的通过这个过程得到了强化，记忆更加深刻，而之前没学到的，通过翻阅资料，补充自己的不足。事非躬亲很难在脑海中留下深刻的印象，对别人的经验，自己没有一定的基础，要理解吸收真的是一件很不容易的事。所以得不厌其烦地查资料，问同学。通过这次课程设计，耐心和毅力也得到了很好的培养。
最后，总算是完成了，感觉完成地还不错，都是自己的心血！
十二、参考文献
1、《精密机械设计》，庞振基、黄其圣主编，机械工业出版社
2、《机械设计基础课程设计》，孟玲琴、王志伟主编，北京理工大学出版社
3、《机械设计基础课程设计》，毛炳秋主编，电子工业出版社