机械设计课程设计计算说明书带式运输机传动装置设计

1、设计题目：带式运输机传动装置设计班 级: 机械专业044班设 计 者：xxx 040800401指导教师：xxx日 期: 2007年7月5日2007年7月14日东华大学机械学院目 录设计任务书2第一部分 传动装置总体设计4第二部分 v带设计8第三部分 各齿轮的设计计算10第四部分 轴的设计19第五部分 轴承的选择校核26第六部分 键的选择和校核27第七部分 联轴器的选择.27第八部分 减速器的润滑和密封.28第九部分 参考资料.28第十部分 设计心得.29设 计 任 务 书一、 课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1.原始数据：数据编号e3运输机工作转矩t/(n.m)900运输机带

2、速v/(m/s)0.8卷筒直径d/mm3702.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为。二、 课程设计内容1传动装置的总体设计。2传动件及支承的设计计算。3减速器装配图及零件工作图。4设计计算说明书编写。 三已给方案：1外传动机构为v带传动。2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。高速级用斜齿圆柱齿轮。两级齿轮的材料均为45号钢。第一部分 传动装置总体设计一、 传动方案（已给定）1外传动为v带传动。2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。高速级使用斜齿圆柱齿轮。方案简图如下：二、该方案的特点分析： 该工作机有轻微振动，由于v

3、带有缓冲吸振能力，采用v带传动能发挥其传动平稳，缓冲吸振和过载保护的特点。并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用v带这种简单的结构，价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 减速器部分采用的是二级展开式圆柱齿轮减速器。二级闭式齿轮传动，能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。该种减速器结构简单，但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，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为y系列三相交流异步电动机。 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

4、作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低，传动效率高。 计算及说明结果三、原动机选择（y系列三相交流异步电动机，电压380v）1选择电机容量 已知滚筒转矩t=900 n.m 滚筒半径d=370mm 运输机带速v=0.8m/s 由t=f*d/2 可以求得滚筒的有效拉力f=n.工作电机所需功率为 kw =3.982kw传动装置总效率查表可知:v带传动效率,滚动轴承传动效率(一对) ,闭式齿轮传动效率,联轴器效率,传动滚筒效率代入得0.825 所需电动机功率为4.72 kw 因载荷较为平稳,电动机额定功率略大于4.72即可,查表,选用电动机额定功率为5.5kw2选择电动机转速 滚筒转速41.29r/

5、min 通常,v带传动的传动比范围为;二级圆柱齿轮减速器为; 则总传动比范围是,故电动机转速的可选范围为 =6606600 r/min符合这一范围的同步转速有750,1000,1500,3000 r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸,重量,价格和总的传动比,最终选择电动机型号为y132s-4技术数据:满载转速1440 r/min, 额定转矩/最大转矩2.2n.m,重要外形尺寸:中心距地高h=132mm,电机轴直径d=38mm3.982kw电机型号:y132s-4电动机额定功率为5.5kw计算及说明 结果四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配总的传动比为: 1440/41.29=3

6、4.875查表2-1取v带传动的传动比为3,则减速器的传动比为11.625取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为4.034则低速级的传动比为2.882 五、计算传动装置的动力和运动参数0轴（电动机轴） 4.72kw 1440 r/min 31.3 n.m1轴（高速轴）2轴（中间轴）总的传动比 34.875高速级的传动比4.034低速级的传动比2.882计算及说明结果3轴（低速轴） 4轴（滚筒轴）各轴运动和动力参数轴名功率p/kw转矩t/(n.m)转速n/(r/min传动比 i效率 输入输出输入输出电机轴4.7231.3144034.0342.88210.960.960.960.98高速轴4.53

7、4.4890.1389.23480中间轴4.354.31349.13345.64118.99低速轴4.184.14966.8957.1341.29滚筒轴4.14.06948.29938.8141.29计算及说明结果第二部分 v带设计已知外传动带选为 普通v带传动 1.确定计算功率：由表8-7查得工作情况系数 2、选择v带型号根据,查图8-11(机设)选a型v带。3.确定带轮直径 1)初选小带轮的基准直径:由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径=100mm 且,即电机中心高符合要求 2)验算带速v: 按式在(5-30)m/s范围内,故带速合适. 3)计算大带轮的基准直径. 根据表8-8,取标准

8、数4.确定中心距和带长1)初选中心距2)求带的计算基准长度 初定1675mm普通v带传动 小带轮的基准直径=100mm大带轮的基准直径 计算及说明结果由表8-2取带的基准长度ld=1600mm3)计算中心距:a 462.5mm从而确定中心距调整范围 510.5 438.55.验算小带轮包角 6.确定v带根数z 1)计算单根v带的额定功率 由=100mm,n1=1440r/min ,查表8-4a得=1.3128kw 由 n1=1440r/min,传动比为3.15,a型带,查表8-4b得p0=0.1692kw 查表8-5得=0.926,表8-2得=0.99 于是1.3586kw2)计算v带根数z

9、4.45 取z=5根 7计算单根v带初拉力最小值 其中q由表8-3查得 应使实际初拉力值大于或等于1428计算对轴的压力最小值 1380.8n中心距462.5mm基准长度ld=1600mm计算及说明 结果9.考虑弹性滑动后,带的实际传动比为 其中=1%-2%,考虑到此处为小功率的带传动,弹性滑动不会太明显,取=1% 所以=3.18210确定带轮的重要结构尺寸 小带轮基准直径dd1=100mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=315mm，采用轮辐式结构.由a型带，根数z=5，查表8-10，可计算大带轮轴向厚度取b=80mm，4560mm第三部分 各齿轮的设计一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿

10、轮） 根据带传动的实际传动比修正减速器传动比10.96 两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为3.917 高速轴实际转速 1.齿轮的材料，精度和齿数及螺旋角的选择因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故可以选用7级精度。材料按题目要求，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，硬度190hbs，小齿轮调质，硬度236hbs，均为软齿面。软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，初取z1=24 则97初选螺旋角计算及说明结果2.按齿面接触强度设计，即（1） 确定公式内的各计算数值试选=1.6由图10-30（机设）选取区域系数=2.42由图10-26查得=0.

11、765，=0.87，则=+=1.635因为为非对称布置，由表10-7取齿宽系数由 表10-6查得材料的弹性影响系数齿数比97/24由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限481.5mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限456.2mpa计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力 由图10-19取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数s=1，则许用接触应力为 481.5mpa （2） 计算将上述有关值代入计算及说明结果得结果 高速级小齿轮的圆周速度齿宽b 模数 2.39mm 5.38mm 11.03 纵向重合度 （3） 修正由使用系数，根据v=1.41m/s，7级精度，由图10-8查得动

12、载荷系数，由表10-4查得，由图10-13查得，由表10-3查得所以载荷系数按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径 则 3按齿根弯曲强度设计，即 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数 计算及说明结果 3）计算当量齿数 由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数 4）确定许用弯曲应力 由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 由图10-28取弯曲疲劳寿命系数， 取弯曲疲劳安全系数s=1.3,则许用弯曲应力可由下式计算为 5)计算大.小齿轮的,并加以比较 经计算,所以应代入较大值参与运算. 6)转矩t1=89.23n.m计算

13、及说明 结果(2)计算 将上述相关数据代入 结果为 (3)修正对比按两种方法设计的模数,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,所以可取由弯曲强度算得的模数1.88并就近圆整为标准值m=2mm. 结合按接触强度算得的小齿轮分度圆直径,算出小齿轮的齿数 大齿轮齿数129中心距166.68mm 将中心距圆整为166mm按圆整后的中心距修正螺旋角 小齿轮分度圆直径65.99mm 大齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度65.99mm 圆整后取=66mm, 高速级采用斜齿轮模数2小齿轮齿数32大齿轮齿数129传动比3.917传动比误差为

14、e%=2.9% 中心距为166mm计算及说明结果二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）修正低速级齿轮的转动比为2轴(中间轴)的实际转速1. 齿轮的材料，精度和齿数选择 因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故可以选用7级精度。材料按题目要求，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，硬度190hbs，小齿轮调质，硬度236hbs，均为软齿面。软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，初取z1=24,则2.按齿面接触强度设计,即(1)确定公式内的各计算数值1)试选=1.32)因为为非对称布置，由表10-7取齿宽系数3)由表10-6查得材料的弹性影响系数4

15、)齿数比67/245)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限481.5mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限456.2mpa6)计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力 计算及说明结果由图10-19取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数s=1，则许用接触应力为 481.5mpa 7)转矩t=345.64n.m(2) 计算 将上述有关值代入 得结果低速级小齿轮的圆周速度齿宽b 模数 5.136mm 11.556mm 10.67(3)修正由使用系数，根据v=0.725m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数，由表10-4查得，由图10-13查得，由表10-3查得所以载荷系数 计

16、算及说明结果按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径 则 3按齿根弯曲强度设计，即 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 2）由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数 3）确定许用弯曲应力 由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 由图10-28取弯曲疲劳寿命系数， 取弯曲疲劳安全系数s=1.3,则许用弯曲应力可由下式计算为 4)计算大.小齿轮的,并加以比较计算及说明 结果经计算dmin 。计算及说明结果（2）各轴段长度的确定轴段1，2的长度和为轴承7208c的宽度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮端面的距离（10mm），定为38mm。3段与齿轮同宽，为72mm。5段的长度同样

17、考虑轴承7208c和挡油环的厚度，定为28mm，7段需要安装大带轮，考虑大带轮的结构取安装段长度为80mm。6段的长度是在确定箱体内壁位置和轴承座宽度，并且结合考虑安装轴承端盖以及大带轮后能方便安放螺栓后得到，取52mm。4段的长度是在确定其他段长度后自然形成的。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距l1=110mm，l2=197mm，l3=57mm。（3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，与大带轮均采用a型普通平键联接，为8*70 gb1096-1979（4）.轴上倒角与砂轮越程槽根据标准gb6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。因为轴上装有轴承,

18、所以轴段5,轴段1需要磨削,则应该在轴段5的右侧,轴段1的左侧开有砂轮越程槽,根据刀具的宽度,槽的尺寸为4*15.轴的校核（1） 画轴的受力简图。（2） 计算相关力圆周力ft =径向力fr =轴向力齿轮圆周力引起的扭矩t=89.23n.m齿轮轴向力引起的弯矩为ma=22.41n.m 计算及说明结果带轮压轴力1380.8n垂直面内可计算出轴承在垂直面内的支撑力 ray=1756.55n rby=1390.45n 水平面内可计算出轴承在水平面内的支撑力 rax=598.5n rbx=2105.4n（3） 画弯矩，扭矩图ft=2703.9nfr=1014.7nfa=679.1nfp=1380.8nt

19、=89.23n.mma=22.41n.mray=1756.55nrby=1390.45nrax=598.5nrbx=2105.4n计算及说明 结果（4） 判断危险截面如图所示,齿轮啮合初的力会产生垂直面弯矩(my),水平面弯矩(mx),则该处产生的合弯矩是179.3n.m是所有截面中弯矩最大的,所以需要校核.轴承a处轴颈虽然承受的合弯矩ma=151.89n.m,小于齿轮啮合处对应轴段的弯矩,而且两者又承受相同的扭矩,但是,轴承a处轴颈直径较小,所以也应该校核.（5） 按弯扭合成校核轴的当量弯矩为 ,其中,因为齿轮啮合扭转切应力应为对称循环边应力,所以1.由得轴弯扭合成强度条件为 其中：因为轴为

20、实心圆轴，故取 因为轴的材料为45钢、调质处理查表15-1取轴的许用弯曲应力为：=60mpa所以对轴承a处轴颈,d=40mm, =176.16n.m, =27.5mpa,满足强度要求. 对齿轮轴段,d=65.99mm, =200.28n.m=6.98mpa,满足要求（6） 结论轴的强度足够176.16n.m27.5mpa则200.28n.m6.98mpa计算及说明结果二.中间轴,低速轴的设计 1.轴的材料及热处理选择 同高速轴, 选择常用材料45钢,调质处理. 2.初估轴的最小直径按扭矩初估轴的直径,查表(机设)15-3,得a0=103至126,取a0=110则: =37mm=49mm这算出的

21、为轴受扭段的最小直径.(1)对于中间轴来说, 轴受扭段即为两齿轮中间轴段.但根据两齿轮的大小,并且中间轴尺寸应比高速轴大,所以将中间轴的最小直径定在两端装轴承处.则其受扭段的直径必然超过此估算的最小直径,肯定能满足按扭转剪切计算的强度要求.(2)对于低速轴来说,轴受扭段即为大齿轮到联轴器端的轴段,则最小轴段应定为外伸端装联轴器的轴段,根据联轴器的选择(详见本说明书第七部分),最小直径d3定为50mm. 3.初选轴承(1)因为中间轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力,为了能承受轴向力的作用,并且适应相对较高的转速,和较高速轴更粗的直径,所以选用角接触球轴承,型号为7308c根据轴承确定

22、各轴安装轴承的直径为:d=40mm,也即为中间轴的最小直径.(2)因为低速轴上只安装直齿圆柱齿轮,所以采用深沟球轴承,考虑低速轴的整体尺寸,选用6212, 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d=60mm.计算及说明结果4.结构设计（参见结构简图）(1)中间轴图一. 中间轴1)各轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承7308c和挡油环,故该段直径为40mm。因为中间轴齿轮分度圆较大,不宜与齿轮做成一体,所以将轴2段,轴4段装齿轮,轴2段定为56mm,轴4段定为60mm。段3考虑到齿轮的轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径定为68mm，5段装轴承和

23、挡油环，直径和1段一样为40mm。2)各轴段长度的确定轴段1，5的长度和为轴承7308c的宽度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮端面的距离（10mm），定为47mm。2段考虑用于高速级大齿轮定位，应比该齿轮稍窄,定为64mm。4段同样需要安装低速级小齿轮，考虑该齿轮的周向定位,定长度为137mm。3段轴环的宽度取10mm。3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，与高速级大齿轮均采用a型普通平键联接，为键2 1610 l=50 gb1096-79, 与低速级小齿轮均采用a型普通平键联接，为键3 1610 l=125 gb1096-79. 4)轴上倒角与砂轮越程槽与圆角

24、根据标准gb6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。因为轴上装有轴承,所以轴段5,轴段1需要磨削,则应该在轴段5的右侧,轴段1的左侧开有砂轮越程槽,根据刀具的宽度,槽的尺寸为4*1.齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角.根据低速级小齿轮齿顶圆直径为140mm,其圆角半径为3mm,所以轴环3左侧过渡圆角半径定为2mm. 根据高速级大齿轮齿顶圆直径为270mm,其圆角半径为5mm,所以轴环3左侧过渡圆角半径也定为2mm. 计算及说明结果(2)低速轴图二 .低速轴1).各轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段1安装联轴器,故该段直径为50mm。轴3段和轴

25、8段安装轴承和挡油环,所以定为60mm. 轴2段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d=55mm的毛毡圈，故取2段55mm.段6安装低速级大齿轮,定为70mm.段7考虑到挡油环的轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径定为63mm.5段考虑齿轮的轴向定位,以轴环的形式设计,定为78mm。4段不装任何零件，但考虑整个轴的比例协调,取3段为65mm。2）各轴段长度的确定轴段1应该按选用联轴器的尺寸来定，所以定为110mm,轴段3和轴段8的长度和为轴承6212的宽度和挡油环厚度，定为34mm。轴段7应考虑箱体内壁到齿轮端面的距离（10mm）,所以定为16mm.6段应考虑齿轮的定位，为136m

26、m。5段轴环定为10mm。2段的长度是在确定箱体内壁位置和轴承座宽度，并且结合考虑安装轴承端盖以及考虑安装联轴器后可以方便插取弹性套柱销得到，定54mm。4段的长度是在确定其他段长度后自然形成的。3)轴上零件的周向固定与低速级大齿轮均采用a型普通平键联接，键4 2012 l=110 gb1096-79 4)轴上倒角与砂轮越程槽与圆角根据标准gb6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。因为轴上装有轴承,所以轴段5,轴段1需要磨削,则应该在轴段5的右侧,轴段1的左侧开有砂轮越程槽,根据刀具的宽度,槽的尺寸为4*1齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角.根据低速级大齿轮齿顶圆直径为372mm,其

27、圆角半径为5mm,所以轴环3左侧过渡圆角半径定为2mm.计算及说明 结果第五部分 轴承选取一. 高速轴轴承校核已知高速轴选用的是7208c轴承.现对其进行校核:1. 径向力的求解参考第四部分对轴的校核,可以得到如下的已知条件: 轴承在垂直面内的支撑力ray=1756.55n rby=1390.45n 轴承在水平面内的支撑力rax=598.5n rbx=2105.4n所以,两轴承的径向载荷分别为:1855.71n2523.1n2. 轴向力的求解初选e=0.4742.248n(向右), 1009.24n(向左)因为齿轮轴向力也向左,且,所以a轴承压紧,b轴承放松.fa1=1009.24+679.1

28、=1688.34n,fa2=1009.24n查表11-4可得该轴承基本额定静载荷cor=25800n,因fa1/cor=0.0654,查表13-5可得e=0.437;因fa2/cor=0.039, e=0.41;按修正后的e重新计算810.94n; 1034.47n1713.57n; 1034.47n因fa1/cor=0.0664, fa2/cor=0.041两次计算的值相差不大,因此确定e1=0.437,fa1=1713.57n,e2=0.41,fa2=1034.47n 3当量动载荷的求解因为fa1/fra=0.923e1,则经查表13-5可得x1=0.44,y1=1.28因为fa2/frb

29、=0.40929200h 所以满足使用年限的要求二. 中间轴,低速轴轴承选择中间轴因为也装有斜齿轮,需要承受轴向力,所以也需要向心推力轴承,且由于轴的加粗,所以选用7308c,低速轴因为装有直齿圆柱齿轮,所以可以不用承受齿轮的轴向力,所以选用推力轴承,所以选用深沟球轴承6212第六部分 键的选取一.高速轴键的选择与校核键1 87 l=70 gb1096-79 则强度条件为 查表许用挤压应力 所以键的强度足够二.中间轴键的选择键2 1610 l=50 gb1096-79键3 1610 l=125 gb1096-79 三.低速轴键的选择键4 2012 l=110 gb1096-79因为低速轴外伸端

30、要装联轴器,所以根据联轴器的规格选用半圆键键5 c149 l=100 gb1096-79第七部分 联轴器的选取根据题目的要求要选择弹性套注销联轴器，又因为经各轴功率的计算，低速轴的输出转矩为t=957.13n.m,所以选用tl9联轴器gb4323-84高速轴轴大带轮端选用键87 gb1096-79 且强度足够计算及说明结果第八部分 减速器的润滑和密封一.齿轮的润滑根据p233,对于闭式齿轮传动,当齿轮的圆周速度12 m/s，用浸油润滑的润滑方式。所以根据计算采用油润滑. 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级大齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），不超过其1/3齿轮的分度圆。 为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面的磨损,应使低速级大齿轮距油池地面的距离不小于30-50mm. 由于两级齿轮传动的平均圆周速度为1.14m/s，并且根据齿轮的材料为45钢，根据机械设计表10-12及表10-