带式传输机的传动装置设计99142

1、·目 录一 课程设计书2二 设计要求2三 设计步骤21、传动装置总体设计方案2、电动机的选择3、确定传动装置的总转动比和分配传动比4、计算传动装置的运动和动力参数5、带传动的设计6、直齿圆柱齿轮传动的设计7、滚动轴承和传动轴的设计8、键连接设计9、箱体结构设计10、润滑密封设计11、联轴器设计四 设计小结31五 参考资料32一、课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,减速器小批量生产,使用期限9年(300天/年),两班制工作,三年一小修，五年一大修,车间有三相交流,电压380/220V输送带从动轴的扭转：4

2、.6kW输送带速度：0.5m/s卷筒直径：400mm二、 设计要求1.减速器装配图一张(A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A4)。3.设计说明书一份。三、设计步骤（一）传动装置总体设计方案（二）电动机的选择（三）确定传动装置的总传动比和分配传动比（四）计算传动装置的运动和动力参数（五）带传动的设计（六）直齿圆柱齿轮传动的设计（七）滚动轴承和传动轴的设计（八）键联接设计（九）箱体结构的设计（十）润滑密封设计（十一）联轴器设计(一)传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.

3、确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率直齿圆柱齿轮传动（7级精度）效率（两对）为=滚动轴承传动效率（三对）为=弹性联轴器传动效率=0.99带式输送机的传动效率为=0.96=0.84（二）电动机的选择1、电动机类型的选择：Y系列封闭式三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：据任务书中的输送机的参数表知：工作滚筒的拉力工作机所需的功率=V/1000=1.822 kW带式输送机可取=0.96电动机

4、至工作机的总效率=0.84电动机所需工作功率为： /1.822/0.84kW2.17 kW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：=23.9 r/min4、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及减速器的传动比，可知电动机型号Y132S-6比较适合，额定功率为=3kW,满载转速=960 r/min。型号同步转速额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/kgY132S-61000r/min39602.02.063（三）确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为i/960/23.940.2高速轴的传动比，低速级

5、的传动比，取带传动比=3取减速箱的传动比 =i/=40.2/3=13.4根据指导书（3-7）得 =则=4.2，=/=3.2（四）计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速n(r/min)滚筒轴的转速 =24 r/min低速轴的转速  24 r/min中间轴的转速 =243.276.2 r/min高速轴的转速 76.24.2=320 r/min误差e= 在误差允许范围内。2、各轴的输入功率(kW)×3×0.962.88kW××2.88×0.98×0.972.74kW××2.74×0.98×

6、0.972.6kW×=2.6×0.982.52kW电动机的额定功率为 =3KW直齿圆柱齿轮传动（7级精度）效率为 =0.98弹性联轴器传动效率=0.99带式输送机的传动效率为=0.96滚动轴承传动效率为=0.983、各轴的输入转矩 T(N·m)9550/=86 N·m9550/=343.4 N·m9550/=1034.68 N·m=9550/=1002.75 N·m（五）带传动的设计计算1、确定计算功率 -计算功率，kW；-工作情况系数，见表8-7；P -所需传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，kW。由于载荷

7、轻微冲击、二班制、空轻载启动根据表8-7选择 =1.2=3.024 kW2、选择V带的带型根据，,和小带轮转速=960从图8-11选取V带的带型为A型。3、确定带轮的基准直径并验算带速1）初选小带轮的基准直径根据V带的带型，参考表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径=125mm2）验算带速= 在525m/s范围内，带充分发挥。3）计算大带轮的基准直径根据计算，并根据表8-8加以适当圆整得： 4）确定中心距a，并选择V带的基准长度根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距初定中心距 mm计算相应的带长=1816.25 mm根据表8-2选择=1800 mm计算中心距a及其变动范围传动的实

8、际中心距近似为考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，给出中心距变动范围取5）验算小带轮上的包角，包角合适。6）确定v带的根数z查表8-4a和8-4b,并由内插值法得查表8-5并由内插值法得=0.95查表8-2得=1.01故选Z=3根带。7）确定带的初拉力由式（8-6），并计入离心力和包角的影响，可得单根V带所需的最小初拉力为查表8-3得B型带 ,故:单根普通带张紧后的最小初拉力为对于新安装的V带，出拉力应为；对于运转后的V带，初拉力应为。8）计算带传动的压轴力式中为小带轮的包角。（六）直齿圆柱齿轮传动的设计（一）高速级的一对齿轮的设计。1、选精度等级。材

9、料及齿数（1）由设计说明书可知选用了斜齿轮传动。（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（GB-10009588）（3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS。硬度相差40HBS（硬度均小于350HBS故为软齿面）。（4）减速器为闭式齿轮传动，为了提高传动的平稳性，减少冲击振动，故选择小齿轮数，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算数值试选1）计算小齿轮传递的转矩。=2）由表10-7选取齿宽系数。3）由表10-6查的材料的弹性影响系数。4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强

10、度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限5）由式10-13计算应力循环次数。6）由图10-19取接触疲劳寿命系数，7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S=1，由式（10-12）得 MPa MPa（2）计算1）试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得=2）计算圆周速度3）计算齿宽b和模数计算齿宽bb=60.661mm计算摸数=计算齿高hh=2.25=5.69mm计算齿宽与高之比 = =10.664）计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查图10-8得动载系数K=1.04，K=1由表10-4查得的值与直齿轮的相同，由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423

11、由图10-13得: K=1.35由表10-2查得故载荷系数:K =1.25×1.04×1×1.423=1.84995）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d=60.66×=68.236）计算模数=3、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）（1）确定计算参数1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 MPa MPa4）计算载荷系数5）查取齿形系数由表10-5查得6）查取应力校正系数由表10-5

12、查得7)计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=68.23来计算应有的齿数.于是由：z=27 取=27那么z=4.2×32=139 取=113  4、几何尺寸计算（1）计算中心距 a=175将中心距圆整为175（2）计算大、小齿轮的分度圆直径d=67.5 d=282.5 （3）计算齿轮宽度b=圆整的 mmmm（二）低速级的一对齿轮的设计。1、选精度等级。材料及齿数（1）与

13、第一组齿轮设计类似由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS。硬度相差40HBS（硬度均小于350HBS故为软齿面）。（2）减速器为闭式齿轮传动，为了提高传动的平稳性，减少冲击振动，故选择小齿轮数，大齿轮齿数 取772、按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算数值试选1）计算小齿轮传递的转矩。=2）由表10-7选取齿宽系数。3）由表10-6查的材料的弹性影响系数。4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限5）由式10-13计算应力循环次数。6）由图10-19取接触疲劳寿命系数，7）计算

14、接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S=1，由式（10-12）得 MPa Mpa（2）计算1）试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得=2）计算圆周速度3）计算齿宽b和模数计算齿宽bb=96.12mm计算摸数=计算齿高hh=2.25=9.01mm计算齿宽与高之比 = =10.675）计算载荷系数K由表10-2查得使用系数=1.25根据,7级精度, 查图10-8得动载系数K=1.02，K=1由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423由由图10-13得: K=1.35故载荷系数:K =1.25×1.02×1.42×1=1.8146）

15、按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d=96.12×=107.47）计算模数=3、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）（1）确定计算参数1）计算载荷系数。2）查取齿形系数。由表10-5查得；3）查取应力校正系数。由表10-5查得；4）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；5）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；6）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 MPa Mpa7）计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度

16、计算的法面模数，取m=3.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=107.4来计算应有的齿数.于是由：z=35.8 取=36那么z=3.2×36=115.3 取=115 4、几何尺寸计算（1）计算中心距 a=226.5将中心距圆整为227（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d=108 d=345 （4）计算齿轮宽度b=圆整的 mmmm（5）齿顶圆直径，齿根圆直径计算小齿轮： 大齿轮： 齿轮齿数Z分度园直径d/m齿宽b/m模数m高速级小齿轮2767.5752.5175大齿轮113282.570低速级小齿轮361081123226

17、.5大齿轮115345107 （七）滚动轴承和传动轴的设计（一）高速轴的设计1)确定轴的材料选择40Cr,调质处理，查得强度极限，屈服极限2）估算轴的最小直径其中，表15-3查得。由于轴端有两个键槽且直径d的轴，轴径增大10%-15%，将直径增大15%。所以又因为装小带轮的电动机轴颈，高速级轴的第一段装配大带轮，所以取， 取大带轮定位轴肩高度。取h=2.5mm 为便于轴承端盖拆合，取该段轴要安装轴承，轴承选用6008型（,），即该段直径，取考虑到轴承的定位，取，根据图示取。此段轴与高速级小齿轮配合，取，。此段轴定位轴承，所以，。与轴承配合的轴段，选取同类型的轴承，则，。轴的结构尺寸1

18、234567轴颈30354045504540长度505018607210183）轴的强度校核4）作用在齿轮1上的圆周力径向力5）计算垂直面的支反力6）计算垂直面弯矩7）计算水平面的支承力由得：8）计算水平面弯矩9）计算危险截面处轴直径因为，所以该轴安全。轴的弯矩、扭矩及弯扭合成图如下：（二）中间轴的设计轴的结构草图1）确定轴的材料选择45钢,正火、回火处理，查得强度极限，屈服极限。2）估算轴的最小直径其中。由于轴上有两个键槽且，应增大（）。所以 3）各段轴的长度及直径的确定：由于轴端与轴承装配，所以应符合轴承内径标准系列, 根据选用的6209轴承（B=19, D=85,d=45）,取。,取。：

19、装配低速级小齿轮，且那么取，。：定位高速级大齿轮，所以取，。：装配高速级大齿轮，取，。：装配轴承，选择同类型的轴承，则，。轴的结构尺寸12345轴颈4550605045长度221091067224）轴的强度校核作用在2、3齿轮上得圆周力径向力5）计算垂直面的支反力6）计算垂直面弯距7）计算水平面的支承力8）计算水平面弯矩则合成弯矩9）计算危险截面当量弯矩 10）计算危险截面处轴的直径其中。由于，所以该轴是安全的。轴的弯矩、扭矩及弯扭合成图如下：（三）低速级轴的设计轴的结构草图1）确定轴的材料选择45钢,正火、回火处理，查得强度极限，屈服极限。2）估算轴的最小直径其中。由于轴肩有两个键槽且，应将

20、直径增大10%15%所以 又因轴的最小端显然与联轴器装配，根据联轴器内孔标准直径选取 考虑到联轴器的定位与密封垫的配合，应使。3）联轴器的设计计算联轴器的转矩选择弹性柱销联轴器，按，查表17-4选用LX5弹性联轴器，半联轴器长度 与轴配合毂孔长度 半联轴器孔径 符合条件，则。为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则，为了方便轴承的拆卸，取。该处安装轴承，选择轴承6015型（B=20;D=115;d=75）则，。轴承定位轴肩，取，由轴的结构草图得到。为使低速级大齿轮在轴向定位，取，。此段轴与低速级大齿轮装配，取，因为要比齿轮宽少。此段轴安装轴承，选择同类型的轴承，则，。轴的结构尺寸1234567

21、轴颈65707580858075长度10750225010105224)轴的强度校核 作用在4齿轮上得圆周力径向力 5)计算垂直面的支反力6)计算垂直面弯距7)计算水平面的支承力8)计算水平面弯矩则合成弯矩9）计算危险截面当量弯矩10）计算危险截面处轴的直径其中。因为此轴的最小直径，所以该轴是安全的。轴的弯矩、扭矩及弯扭合成图如下：三根轴上的轴承数据如下表；轴承代号600840156817.011.8620945198531.520.56015752011540.233.2（八）键连接设计轴名转矩轴颈配合键的型号键的类型轴8630大带轮：A型50高速级小齿轮：轴343.450高速级大齿轮：50

22、低速级小齿轮：轴1034.665联轴器：80低速级大齿轮：键的校核轴上的键：与大带轮配合：（九）箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计

23、A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装

24、通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚为低速级中心距8.5mm箱盖壁厚（0.80.85）7mm箱盖凸缘厚度11mm箱座凸缘厚度13mm箱座底凸缘厚度22mm地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=

25、（0.40.5）10mm视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8mm定位销直径=（0.70.8）8mm，至外机壁距离查机械课程设计指导书表434mm22mm18mm，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表428mm16mm外机壁至轴承座端面距离=+（812）50mm大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215mm齿轮端面与内机壁距离>10mm机盖，机座肋厚 齿轮1顶圆与内箱壁距离35mm齿轮4顶圆与内箱壁距离15mm齿轮1端面与内箱壁距离 由高速轴结构决定16.5mm齿轮4端面与内箱壁距离由低速轴及齿轮4决定18mm（十）润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，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，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。（十一）联轴器设计1.类型选择为了隔离振动与与冲