带式运输机传动装置的设计机械设计课程设计说明书

1、. . . . 机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动装置的设计工程 学院05 机械 班设计者指导教师目 录设计任务书3传动方案的拟定与说明4电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算6轴的设计计算9滚动轴承的选择与计算16键连接的选择与校核计算18联轴器的选择18减速器附件的选择19润滑与密封19设计小结20参考资料目录20机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器方案选择：按给定的原始设计数据（编号）1和传动方案（编号）d设计齿轮减速器一 总体布置简图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4联轴器；5鼓轮；6带式运输机二 工作情

2、况：连续单向旋转，载荷较平稳，室工作，有粉尘，环境最高温度35 °C 三 原始数据运输带工作拉力F（N）：1500卷筒直径D（mm）：220运输带速度V（m/s）：1.1带速允许偏差（）：%使用年限（年）：4工作制度（班/日）：2四 设计容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写五 设计任务1 减速器总装配图一2 齿轮、轴零件图各一3 设计说明书一份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴

3、、轴承、联轴器、键的校核与草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制与计算说明书的编写传动方案的拟定与说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致一样。结构较复杂，轴向尺寸较为紧凑，中间轴较长、刚度差。电动机的选择1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机部之特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40°C，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过10

4、00 m，额定电压380V，频率50Hz，适用于无特殊要求的机械，所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2 电动机容量的选择1） 工作机所需功率PwPw1.65kW2） 电动机的输出功率PdPw/0.904初选联轴器的效率（0.99）初选齿轮传动的效率（0.98）初选轴承的效率（0.99）Pw=kW卷筒的效率0.96Pd1.90kW3 电动机转速的选择nd（i1·i2in）nwnw卷筒转速（47.77 r/min）方案中只有齿轮传动，常用的齿轮传动的单级传动比i=35，故二级后为925，nd=429.931194.25 r/min，电动机的转速越高，磁极越少，尺寸质量越小，

5、价格也越低；但传动装置的总传动比要增大，传动级数增大，从而使成本增加。对Y系列电动机，通常多选用同步转速为1500 r/min和1000 r/min的电动机，故初选为同步转速为1000r/min的电动机。4电动机型号的确定由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。额定功率/kW2.2满载转速/（r/min）940计算传动装置的运动和动力参数计算总传动比与分配各级传动比1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nw=940/47.77=19.68多级传动中，总传动比为

6、ii1*i2*i3in2 合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。因为i19.68，故取i1=i2=4.44速度偏差为0.1%<5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min）940940211.7147.6847.68功率（kW）2.22.142.051.971.93转矩（N·m）22.3521.7392.65395.02387.16传动比114.444.441效率10.992×0.980.97×0.990.97×0.990.99×0.99传动件设计计算1 选

7、定齿轮类型、精度等级、材料与齿数1） 工作条件完全一样的情况下，采用斜齿轮传动可比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸。故采用斜齿轮传动2） 精度选择运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度3） 材料选择；选择小齿轮材料为40Cr（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） 齿数选择5） 选取螺旋角试选小齿轮齿数z122，大齿轮齿数z2z1*i=97.68，取98初选螺旋角14°z1=22z2=9814°2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，

8、即 dt1) 确定公式的各计算数值(1) 选Kt（2）区域系数（3）计算小齿轮传递的扭矩（4）重合度（5）齿宽系数（6）（7）接触疲劳强度极限（8）计算应力循环次数（9）（10）计算接触疲劳需用应力试选Kt1.6由图1030选取T1=95.5×10e5×P1/n1由图1026查取12由表107查取两支承相对于小齿轮做对称布置的齿宽系数由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限N160n1jLh=60×940×1×（2×8×300×4）N2N1/5由图1019查得接触疲劳寿

9、命系数取失效概率为1，安全系数S1h1h2h=（h1+h2）/2Kt1.6ZH2.433T1=9.338*10e4N·mm10.76520.871.635d1ZE189.8MpaHlim1600MPaHlim2550MPaN1=2.44*10e8N2=5.49*10e7KHN10.95KHN20.98h1=570Mpah2=539Mpah=554.5Mpa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t（2）计算圆周速度（3)）计算齿宽b与模数mnt（4）计算纵向重合度（5)计算载荷系数K（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径（7）计算模数mn3 按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数（1）

10、计算载荷系数（2）螺旋角影响系数（3）计算当量齿数（4）查取齿形系数（5）查取应力校正系数（6）查取大小齿轮弯曲疲劳强度极限（7）查取弯曲疲劳寿命系数（8）计算弯曲疲劳许用应力（9）计算大、小齿轮的并加以比较2）设计计算d1tv=b=d×d1t=1×53.75mmmnt=h=2.25mnt=2.25×2.37mmb/h=53.75/5.33=0.318×22×tan14°已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.60m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV由表104查的KH的计算公式和直齿轮的一样由表1013查得由表103查得故载荷

11、系数K=KAKVKHKHd1=mmmn=mmmnK=KA×KV×KF×KF根据纵向重合度=1.744，从图1028查得螺旋角影响系数 zv1=z1/cos=22/cos14z2=z2/cos=98/cos14由表105查得由表105查得由图1020c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限由图1018查取F1=500Mpa，F2=380MPaKFN1=0.95，KFN2=0.98=0.01381，=0.01643d1t53.75mmv=0.60m/sb=53.75mmmnt=2.37h=5.33mmb/h=10.08=1.744KV=0.82KH=1.42KF=1.35KH

12、=KH=1.4K=1.63d1=54.08mmmn=2.39mmK=1.55Y0.88zv1=24.08zv2=107.28YFa1=2.651Yfa2=2.178Ysa1=1.581Ysa2=1.802FE1=500MpaFE2=380MpaKFN1=0.85KFN2=0.88F1=304MpaF2=239MPa大齿轮的数值大mn>=1.71mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由z1=26.23，取z1=26；z

13、2=1154 几何尺寸计算1）计算中心距2）按圆整后的中心距修正螺旋角3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度a=145.32mm=arcosd1，d2b=dd1=53.7mm圆整后取圆整为145mm=141412”d1=53.7mmd2=237.3mmB2=55mmB1=60mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋。考虑小齿轮分度圆直径较小，可能需要做成齿轮轴，选材应当与小齿轮一致，故轴材料选40CrII轴：1 初步确定轴的最小直径d=22.4mm2 求作用在齿轮

14、上的受力Ft1=3431NFr1=Ft=1289NFa1=Fttan=873N；Ft2=782NFr2=294NFa2=199N3 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案i. I-II段轴用于安装轴承7006AC，故取直径为30mmii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为36mmiii. III-IV段为小齿轮，外径58mmiv. IV-V段分隔两齿轮，直径为40mmv. V-VI段安装大齿轮，直径为34mmvi. VI-VIII段安装套筒和轴承7006AC，直径为30mm2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为13mm，所以长度为13mm2.

15、 II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度60mm4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度根据画图得120mm5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为53mm6. VI-VIII段轴承长13mm考虑套筒定为25mm4 求轴上的载荷水平面支反力： FNH1=2605N，FNH2=44N垂直面支反力： FNV1=875N，FNV2=708NMh=111.0Mpa，Mv=37.3Mpa总弯矩 M1=117N·m扭矩 T3=185.3N·m5 按弯扭合成应力校核轴的强

16、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，根据上述数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力=10.5Mpa前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由表151查得=70Mpa，因此<,故安全。6 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面、均不受扭矩和弯矩作用，虽然轴肩与过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小值经是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面、均无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面A上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，

17、轴径和截面相近，故不必作强度校核。截面A虽然应力集中最大，但同时这里的轴径也最大，故其也不必校核。截面和显然更不必校核。因而只需校核截面左右两端即可2） 截面V左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材为40Cr，调质处理应力集中系数材料敏感系数有效应力集中系数尺寸系数扭转尺寸系数表面质量系数综合系数值碳钢系数的确定计算安全系数值3） 截面V右侧W=0.1d*d*dWT=0.2d*d*d=M/W查表15-1据r/d=0.04，D/d=1.25查表3-2查附图3-1查附图3-2查附图3-3轴按磨削加工，查附图3-4轴表面未经强化处理，即碳钢的特性系数取

18、为W=6400WT=12800M=26029N·mmT3=185300N·mm=4.07Mpa=14.48Mpa=735Mpa=355Mpa=200Mpa故轴选用安全抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力表面质量系数综合系数值所以轴在截面右侧的安全系数为W=0.1d*d*dWT=0.2d*d*d=M/W过盈配合处的，由附表3-8求出并取=0.8轴按磨削加工，查附图3-4轴表面未经强化处理，即W=3930.4WT=7860.8M=26029N·mmT3=185300N·mm=6.62Mpa=23.57Mpa=3.16=

19、2.53故轴在右侧的强度也是足够的I轴：1 作用在齿轮上的力水平面支反力弯矩垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩Ft1=Fr1=FtFa1=FttanFNH1=332NFNv1=-349NT=43.5N·mFt1=502NFr1=302NFa1=205NFNH2=473NMh=16.6N·mFNv2=47NMv=17.5N·mM=24.1N·m2.按弯扭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，根据上述数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力=2.26Mpa前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由表

20、151查得=70Mpa，因此<,故安全。3.初步确定轴的最小直径4.轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) I-II段用于安装轴承30208直径40mmb) II-III段轴肩固定轴承直径定为53mmc) III-IV段为小齿轮，外径58mmd) IV-V段安装轴承30208直径40考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30mme) V-VI段联轴器可靠定位，定位轴肩高度应达2.5mm，考虑端盖取直径35mmf) VI-段由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的

21、限制，选为28mm各段长度的确定g) I-II段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽16mm，该段长度定为32mmh) II-III段为轴环，宽度不小于5.6mm，定为6mmi) III-IV段为小齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为60mm，定为58mmj) IV-V段轴承宽度16mm，考虑套筒取为23mmk) V-VI段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度与联轴器安装尺寸，定为55mml) 该段由联轴器孔长决定为44mmIII轴1 作用在齿轮上的力FH1=244N，FH2=538NFv1=611N，Fv2=-317N2 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据

22、轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-V直径/mm42655550长度/mm845089254.求轴上的载荷Mm=41150N.mmT=395200N.mm5.弯扭校合滚动轴承的选择与计算I轴：轴承30208的校核1） 径向力2）派生力3）轴向力4)当量载荷5）轴承寿命的校核由于由于，所以由于为一般载荷，所以载荷系数为II轴：轴承7006AC的校核2） 径向力3） 派生力3）轴向力4）当量载荷5）轴承寿命的校核由于所以，由于，由于为一般载荷，所以载荷系数为III轴：轴承7010AC的校核1）径向力2）派生力3）轴向力4）当量载荷5）轴承寿命的校核由于所以轴向力由于，由于为一般载荷，

23、所以载荷系数为，故当量载荷为键连接的选择与校核计算代号直径（mm）工作长度（mm）接触高度（mm）转矩（N·m）极限应力（MPa）高速轴8×7×40（单头）28363.521.7312.32中间轴10×8×50（单头）3445492.6530.28低速轴16×10×50（单头）55425395.0268.40由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。联轴器的选择一、 高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为 轴的转速较高，为减小启动载荷、缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，所以考虑选用弹性柱销联轴器，由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用LX2（GB/T5014-2003）其主要参数如下：材料HT200公称转矩 轴孔直径 ，轴孔长 ，二、 低速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为低速轴与工作机轴相连，由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大，又因为减速器与工作机