带式输送机传动装置设计说明书课程设计报告书

1、 . . . 题 目： 机械设计课程设计 学生：郭积成 学 号： 2010301051 所在院(系)： 机电学院 专 业：飞行器制造工程班 级： 05011001指导教 师：目 录任务书-2摘要-3第一部分 传动装置的总体设计-4第二部分 传动零件的设计计算-7第三部分 轴的设计-15第四部分 润滑油与润滑方式的选择-27第五部分 密封与密封的选择-27第六部分 箱体主要尺寸与数据-27总结-38参考文献-38题目4带式输送机传动装置设计1、课程设计的目的本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和解

2、决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图能力。2、课程设计的容和要求传动装置简图：1) 题目条件传动简图如图1-1所示，设计参数如下表1-1。工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期为十年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴允许误差为±5。带输送机的输送效率为0.96 。2)设计原始数据见下表运输带速度v/(m/s)1.3m/s运输带工作拉力F/KN2.2.卷筒直径D/mm3903)要求： (1)完成传动装置的设计计算。(2)完成各类零件的设计、选择计算。(3)认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。3、主要参考文献1所学

3、相关课程的教材2机械设计课程设计3机械设计手册指导教师日期年 月 日教研室意见：年 月 日学生（签字）： 摘 要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力

4、参数，传动零件以与轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择与校验计算， 机体结构与其附件的设计和参数的确定，绘制装配图与零件图，编写计算说明书。关键词：减速器 带式运输机 机械设计 疲劳强度 计算与说明结果第一部分 传动装置的总体设计 一、 传动方案 1、设计要求：卷筒直径D=300mm，牵引力F=3400N,线速度V=0.75m/s，连续单向运转，载荷平衡，空载启动，使用年限10年，批量生产，两班制工作，运输带的速度误差允许±5%。2、电动机直接由联轴器与减速器连接，减速器由联轴器与卷筒连接3、减速器采用二级圆柱齿轮减速器4、方案简图如下：二、电动机的选择 1、选择电动机

5、的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型 2、选择电动机的容量 由电动机至运输带的传动总效率为：（分别是联轴器、轴承、齿轮、传动卷筒、链条的传动效率）分别取=0.99、=0.98、=0.99、=0.96、=0.96 所以 3、 确定电动机的转速: 卷筒轴的工作转速为按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比 ，故电动机转速的可选围，符合这一围的同步转速有750、1000、1500r/min. 选电动机型号查得型号Y112M-4,封闭式三相异步电动机参数如下：额定功率：4KW满载转速：1440r/min同步转速：1500r/min三、确定传动装置的总传动比

6、和分配传动比1、 总传动比 2、 分配传动装置传动比取联轴器传动比，链传动比为2由公式 求得、四、计算传动装置的运动和动力参数 1、计算各轴转速 轴1 轴2 轴3 2、 计算各轴输入功率轴1 轴2 轴3 卷筒轴 3、 计算各轴输入转矩电动机输出转矩 1-3轴的输入转矩 轴1 轴2 轴3 卷筒轴输入转矩 1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98 运动和动力参数计算结果整理与下项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴IV转速（r/min81127.4063.70功率（kW）43.963.843.733.51转矩（N·m）23.4823

7、.2589.73222.13417.96传动比113.982.842效率10.990.980.980.96第二部分 传动零件的设计计算一、高速级减速齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不高，由有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3)材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。 4)选小齿轮齿数为，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-21）进行试算，即(1)确定公式的各计算数值

8、1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3)由表10-7选取齿宽系数 4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 5)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；6)由式10-13计算应力循环次数7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得:9)由图10-30选取区域系数 (2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径，代入数值：=2.32=40.64mm 2)计算圆周速度v 3)计算尺宽b 4)计算尺宽与齿高比b/h 模数 齿高 5)计算载荷系数 根据，7级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数由表10

9、-2查得使用系数由表10-3查得 由表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=10.69,查图10-13得,故载荷系数7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得8)计算模数m3、按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为 m(1) 确定公式各计算数值确定计算参数：1) 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限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 取安全系数 ，由式10-12 得：= = =4) 查取齿型系数和应力校正系数由表105 查得 ；由表105查得；5) 计算大、小

10、齿轮的并加以比较= 大齿轮的数值大。6) 计算载荷系数7) 设计计算=1.30 最终结果：=1.30(2)对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.30mm并就近圆整为标准值，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算应有的齿数 ，于是有：小齿轮齿数 取 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、 几何

11、尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为 110mm（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度取 ， （5）验算，合适二、低速级减速齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数1)选用直齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择：由机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。 4)选小齿轮齿数为，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-21）进行试算，即（1）确定公式的各计算数值1)试选载荷

12、系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3)由表10-7选取齿宽系数 4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 5)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；6)由式10-13计算应力循环次数7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得: 9)由图10-30选取区域系数 （2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径，代入数值：=2.32=65.19mm 2)计算圆周速度v 3)计算尺宽b 4)计算尺宽与齿高比b/h 模数 齿高 6)计算载荷系数 根据，7级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数 由表10-2查得

13、使用系数由表10-3查得由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=10.53，查图10-13得，故载荷系数 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 8)计算模数m3、按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为由式(1017) m1） 确定计算参数（1） 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限（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 取安全系数，由式10-12 得= =310.7Mpa= =247MPa（4）查取齿型系数和应力校正系数由表105 查得；由表105查得；（

14、5）计算大、小齿轮的并加以比较=大齿轮的数值大。（6）计算载荷系数2) 设计计算m=1.93 最终结果：m=1.93 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.93mm并就近圆整为标准值,但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算应有齿数，于是有：小齿轮齿数 取 大齿轮齿数 取 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

15、4、几何尺寸计算(1)计算中心距(2)计算大、小齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度 取 , (5)验算，合适第三部分 轴的设计一 高速轴的设计1、 选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，其重量无特殊要求故选择和小齿轮一样的材料40Cr钢,调质处理.2、 初步计算轴的最小直径 用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用40Cr调质钢，查机设书P370表15-3，得在第一部分中已经选用的选用Y112M-4封闭式三相异步电动机D=28mm。查指导书P175，选用联轴器LX2，故。 3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）、

16、各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选择 2）、初步确定深沟球轴承 根据初选直径d2=32，故选用深沟球轴6007：，故， 3）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则相邻直径变化要大些，故， 4）轴肩固定轴承，直径为D6=40mm,L6=4。，5）此处同样为轴承，所以取， （3）、轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，查机设书P143表14-26选用键为，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合保证，选轴的直径尺寸公差m6。（4）、确定轴向圆角和倒角尺寸 参照机设

17、书P365表15-2，取轴端倒角，各轴肩出圆角半径见轴的零件图（5）、求轴上的载荷 小齿轮分度圆直径 首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时。因此，作为简支梁的轴的支承跨距为，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以与弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较大，计算该截面出的力与矩：载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩 （6）、按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据P373式（15-5）与表中数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6,轴的计算应力 其中 前面以选定轴的材料为40Cr钢

18、（调质），查机设书P362表15-1，得：，因此，故安全。 (7)、精确校核轴的疲劳强度 1）、判断危险截面由轴的结构图以与受力图和各平面的弯矩图综合可知齿轮左端截面5因加工齿轮有尺寸变化，引起应力集中，故该截面左侧需校核验证2)、截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M为：截面上的扭矩为： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转应力： 轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数与按机设书P40附表3-2查取因 经插入后得：又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为 则： 由附图3-2的尺寸系数 由附图3-3的扭转尺寸系数 轴按磨

19、削加工，由附图3-4得表面质量 轴未经表面强化处理，即，则按式3-12与3-14b得综合系数为：合金钢的特性系数 取 取则可计算安全系数 ， 故可知其安全（8）、轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命 L=2×8×300×10=48000h 由所选轴承系6007，查指导书P150表知额定动载荷C=16.2KN2)求两轴承受到的径向载荷3)求两轴承的计算轴向力=0 4)当量动载荷P 因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取，则：5)验算轴承寿命 因 ，所以按轴承2的受力大小来验算，则：所以所选轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6007（9）、键的校核 联轴器与轴：1

20、)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适二 中间轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取40Cr钢,调质处理。2、初步计算轴的最小直径根据表15-3，取，于是根据公式有 选定3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1)根据，选用深沟球轴承6007，尺寸得mm，为了使齿轮3便于安装，故取，轴承第三段起轴向定位作用，故，第四段装齿轮2，直径2)第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的齿宽略小所以，由指导书得 ， ，（3）

21、轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接，根据，查表6-1得第二段键的尺寸为，同理可得第四段键的尺寸为，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差n6 （4）轴上零件的轴向定位 轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与挡油环定位，齿轮采用挡油环与轴肩定位；（5）确定轴上圆角和倒角尺寸 参照表15-2，取轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm(6中间轴校核略。（7）键的校核小齿轮：1)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适大齿轮：1)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压

22、应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适三 低速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取40Cr钢,调质处理。2、初步计算轴的最小直径根据表15-3，取，于是根据公式有 选定初选联轴器LX3，初定轴的最小直径3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1）联轴器采用轴肩定位，为了保证半联轴器轴向的可靠定位，故取 2）初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用大，转速较小，载荷大，故选用深沟球轴承6007，故,为了便于齿轮安装，为了使齿轮有较好的轴向定位，取， 轴承，为了便于安装，其他长度由轴1和轴2的计算方法求得， 3

23、）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位采用普通A型平键连接，根据选择轴上的键为，半联轴器的周向定位采用普通C型平键连接，根据选择轴上键为，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差n6； 4）轴上零件的轴向定位 轴承采用凸缘式端盖和挡油环来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与挡油环定位 5）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩处圆角半径为1mm。 （6）求轴上的载荷 1）求轴上的力 已知根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以与弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较大，分别计算两截面处的力与矩：载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩 （6）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校

24、核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据机设书P373式（15-5）与表中数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6,轴的计算应力其中前面已选定轴的材料为40Cr钢（调质），查机设书P362表15-1，得：，因此，故安全。（7）验算轴承寿命 1)已知轴承的预计寿命 L=2×8×300×10=48000h 由所选轴承系6007，查指导书P150表知额定动载荷C=16.2KN2)求两轴承受到的径向载荷3)求两轴承的计算轴向力=0 4)当量动载荷P 因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取，则：5)验算轴承寿命 因 ，所以按轴承1的

25、受力大小来验算，则：所以所选轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6007（8）键的校核 齿轮与轴：1）选用键的系列 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材查得许用应力，取，键的工作长度，键与轮毂、键槽的接触高度，则有：，所以合适 轴与联轴器相连的键 3）选用键的系列4）键的工作长度，键与轮毂、槽的接触高度，则有：，所以合适第四部分 润滑油与润滑方式的选择传动件的润滑：对于此二级斜齿圆柱齿轮减速器，由传动零件设计部分可知传动件的圆周速度远远小于12m/s，所以采用浸油润滑，为此箱体需有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不小于3050mm,此减速器为40mm

26、。选用标准号为SH0357-92的普通工业齿轮油润滑，装至高速级大齿轮齿根圆以上、低速级大齿轮三分之一半径R以下。轴承的润滑： 由前面传动件设计部分知道齿轮圆周速度小于2m/s,故对轴承采用润滑脂润滑，为此在轴承旁装有挡油环以防止润滑脂流失。采用牌号为2的钙基润滑脂（GB491-87）。第五部分 密封与密封的选择轴承端盖于轴间的密封： 由于传动件的圆周速度小于3m/s,故可由指导书P58选择密封形式为粗羊毛毡封油圈密封。机盖与机座联接处的密封： 为了保证机盖与机座联接处密封的可靠性，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精刨，其表面粗糙度应不大于6.3。第六部分 主要尺寸与数据箱体尺寸:（1） 箱座壁厚=0.025a+3；a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=131，=6.2758，取壁厚=8mm；（2） 箱盖壁厚=（0.80.85），8mm ，则=8mm；（3） 地脚螺栓直径=0.036a+12=16.7 ，选择M20；（4） 地脚螺栓数目：由于a=206<250 ，所以n=4；名 称符号尺寸确定箱座凸缘厚度1.5 12mm箱盖凸缘厚度1.5 12mm箱座底凸缘厚度2.5 20mm轴承旁连接螺栓直径0.75=12.5 取M16箱盖与箱座连接螺栓直径0.50.6=8.3510.02 取M16连接螺栓的间距15