机械设计课程设计设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置

机械设计课程计一．设计任务设计一用于胶带输送机卷筒（如图）的传动装置。原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力源为三相交流电，在中等规模机械厂批生产。输送带速度允许误差为±5%选择I02组数据输送带工作拉力：F=1800(N)输送带速度:v=1.1(m/s)卷筒直径：D=350(mm)二

.传动装置运动简图如下图:

三、设计内容

ww一、传动装置的运动和动力参数计算电机按已知条件和工作要求选用异步电动机

系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相工作装置所需功率

P

计算FPw式中，

N，，=(1)选择电动机类型

F1800pWW100010000.94W电动机的输出功率计算

p2.106p

p

kw式中，

为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。(2)确定电动机功率

计算

r

式中为电动机轴间联轴器的效率为r第一对齿轮的效率为二对齿轮的效率为Ⅲ轴工作轴之间联gc轴器的效率，得

c

，

，=0.97r

。cr

32c

故

p0

p

kw

2.106

因载荷平稳，电动机额定功率

Pm

只需略大于

Po

即可。按

8Y

系

0.89列电动机技术数据，选电动机的额定功率P为p3.0kwm

。

p2.366

ⅠⅡⅢⅠⅡⅢ卷筒轴作为工作轴，其转速为：（3定电动机转速

n

64

64

rmin

60.05rminw按推荐的各传动机构传动比的范围：单级圆柱齿轮传动比范围为i

=3~5

，则总传动比范围为i

'

5

，可见电动机转速的可选范围为nn2560.05rminw符合这一范围的同步转速为

r

、1000

、1500r

，为减少电动机的重量和价格，选常用的同步转速1000rmin的

系列电动机

M-4

，其满载转速为

rm

。

rminm2算动装置的总传动比和分配各级传动比（1动装置总传动比

960im对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级

i（2配传动装置各传动比

大齿轮直径相近的条件分配传动比别为减速器高速级和低级的传动比。

if

中ii分f取i4.9f

i

已知

i=1，iⅠⅡ

4.9，ifⅡⅢ

，isⅢw

i3.54nnm960rmini1n960nⅠ195.92rmini4.9ⅠⅡ

if算传动装置的运动和动力

n195.92nⅡrminiⅡⅢ

w0ⅠⅡⅢWw0ⅠⅡⅢW参数（1轴转速计算

n60.098nⅢ60.098rmini1ⅢppⅠm

c

m0.982.32

rminⅠ195.92rⅡ（2轴输入功率计算（3轴输入转矩计算

轴名参数转速(r)功率()

p0.9950.97kwⅡⅠrg0.9950.97kwⅢrp2.150.98kwwrPTNn1000mpTⅠ9550n960ⅠP2.23T9550ⅡNnⅡP2.15TⅢn60.098ⅢpTNn60.098w电动机轴ⅠⅡⅢ工作轴960195.9260.09860.0982.232.152.106

60.098rminⅢrminwmⅠ2.23kwⅡkwⅢkww22.590NⅠ108.70NⅡNⅢ转矩T23.08108.70341.65334.66334.66NW

1H1H传动比i

14.9效率

0.91）选用斜齿圆柱齿轮传动。）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用八级精度

(8)）材料选择。选择小齿轮材料4（调质度80HBS

，大齿轮材料为40Cr钢调质度240HBS

，二者材料硬度差为

。二、带式输送机减速器的高速级齿轮传动设计

）选小齿轮齿数z，齿轮齿数4.92）选取螺旋角。初选螺旋角=14°。

，取

z118

。斜齿圆柱齿轮八级精度齿轮类型、

设计计算公式进行试算，即精度等级、材料及齿数

t

3

kTZdH

2

小齿轮40Cr大齿轮Cr

钢1)

试选载荷系数

K1.6t

。

242)

计算小齿轮传递的转矩1

95.51

5

P1

N

ß=14°3)

选取齿宽系数。2齿面接强

4)

查得材料的弹性影响系数

189.8MPE

。度计算（1定公式内的

5)

选取区域系数

H

2.433各计算数值

6)

查得

，

0.87

，则

。7)

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

H

MP

；大齿

2H122H1212轮的接触疲劳强度极限

Hlim2

550MP

。

T1

4

8)

计算应力循环次数60jL84.9

=1189.8MPEH式中，

j

为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；

L

为齿轮的工作

1.65寿命（单位为h，一年工作天

H

MP9)

取接触疲劳寿命系数

K

HN1

0.95；K

HN

。

Hlim

550MP10)计接触疲劳许用应力取失效概率为1％，全系数=1，得KHNlim10.95MPa5701

3.41

9

H

2

K

HNlim2S

550MPa

6.862

8

H2

K

1

0.951)

试算小齿轮分度圆直径d，入1

H

中较小的值

K

HN

1.05t

25.9573.75

mm2)计圆速度n32.69v11mm603)计齿及模数ntb32.69mm32.69mmdt

HHHcos32.69cos14m1t1

1.32mm4)

齿高之比

bh

mmt齿高

hm

13nSa13nSa2（2计算

2.97计算载荷系数5)

1.642已知使用系数

根vmsA,

，8级度，查得动载荷系数1.113。得KV

的值与直齿轮的相同，故

K

H

。

32.69mm查得查得

KK

1.4F

mmmnt故载荷系数

KKK

H

K

H

2.29

。

mm6)

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直得1t

2.2932.69mm36.84t

7)

计算模数

cosm

mm1.49mm

K1.113KA

得弯曲强度的设计式为2cosz2d

2

YF

KK

HbFB

=1.45K1)

计算载荷系数。KKKK

F

2.2152)3)

根据纵向度1.903计算当量齿数。

，查得螺旋角影响系数0.88

。

36.84mm1z

z1cos

cos14

;zz2cos3cos14

mmm4)

查取齿形系数。查得

YFa

2.592

；

Y2

Sa1212Sa12125)

查取应力校正系数。查得6)

YY1.5961.81；SaSa查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE

MP

齿的弯曲疲劳

K齿根弯强

强度极限

FE2

MP

。度计算

7)

取弯曲疲劳寿命系数

K

FN1

，

Y0.88(1)确定公式内的各计算数值

8)计弯疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S得K2FE2238.86Fa2S

F

1

K

FN11S

MPa

9)

计算大、小齿轮的

YF

并加以比较。

YFa

2.592FaSa1F

2.5921.596303.57

YFa

F

2.161.81238.86

YSa

1.596大齿轮的数值大，取大齿轮数据；

YSa

1.81mn

3

42

mmmm

FEFE2

MPMP对比计算结果由面接触疲劳度计算的法面模数

大于由齿根弯

K

FN1

0.85曲疲劳强度计算的法面模数，取

m

，按接触疲劳强度算得的分度

圆

直

径

dmm

，

算

出

小

齿

轮

齿

数

F

303.57MPacos36.841m2

，取

18

；

大齿轮齿数

F

MPa4.988，882

。

YFa1

()m2n

109.25mm

FYFa2Sa0.01637F

22将中心距圆整为109mm

z122

2109.25

14.01因值改变不多，故参数

ɑ、β、H等必修正。

mn）设计计算

z18d1n1cosz88d2ncoscos14.01

37.10181.40

mbd圆整后取Bmm，B2齿轮齿2

2模数中心距a齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径d

f

37.1032.10

mmmm

176.40mm

109mm齿宽

mm

4尺寸计算（1计算中心距（2圆整后的中心距修正螺旋角（计算大﹑小齿轮的分度圆直径

）选用斜齿圆柱齿轮传动。）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用八级精度(8FK)）材料选择。选择小齿轮材料4（调质度80HBS，齿轮材料为40Cr钢调质度240HBS，者材料硬度差为。

mm1181.40237.10mmBmm1Bmm2）选小齿轮齿数

，大齿轮齿数

z77，取4

。(4)计算齿轮宽度

）选取螺旋角。初选螺旋角=14°。设计计算公式进行试算，即

1H1HHH3t

3

uZdH

21)

试选载荷系数

K1.6t

。2)

计算小齿轮传递的转矩

2

95.52

5

P95.552195.92

5

N

直齿圆柱齿轮4)

选取齿宽系数

=1。

八级精度5)

查得材料的弹性影响系数

189.8MPE

。6)

选取区域系数

H

2.433

小齿轮45Cr大齿轮45钢7)

查得

0.78，

，

1.65

。

三式送机减速器的低速级齿轮传动设计

8)

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限550MP轮的接触疲劳强度极限。H4

Hlim3

MP

；大齿

、选定齿轮类型、9)计应力循环次数精度等级、材料及齿数

60jL195.9214

6.9812.12

82齿面接强度计算

式中，

j

为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；

L

为齿轮的工作（1定公式内的寿命（单位为h，年工作天各计算数值10)取触疲劳寿命系数HN11)计接触疲劳许用应力

HN

。

T1.09=112)取效概率为，全系数S=1，K31.05MPaMPa3K4lim4MPa4342

ZEaH1.651)

试算小齿轮分度圆直径

1

，代入

H

中较小的值

Hlim3

MP

34Sa34Sat

4.2617.5

lim

MPa2)v3)

计算圆周速度n195.923t2601000601000计算齿宽b及数mnt

mms

N

b52.9mm52.9mmd3tcos52.9cos14m3mm3

N2.12

4)

齿高之比

bh

HN

1.05齿高

hm2.14mm

HN4

b10.99h5.4

H

5)计载系数已知使用系数A,。查得KV

根据m，级度，查得动载荷系数的值与直齿轮的同，故K。查得H

HMPaHK查K故载荷系数KKK

1.2KHH

。

mmt6)

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直得

s（2计算

t

1.952.91.6t

mmmm7)

计算模数cosm

mm2.26

bmmmmm得弯曲强度的设计式为n

3

2cos1z2d

2

YF

4.82

34Sa334Sa341)计载系数。KKKKK1.9F

bh

10.992)3)

根据纵向度1.903计算当量齿数。

，查得螺旋角影响系数0.88

。

KAz3

z326.27coscos314

;

Vz4

z4cos3cos14

K

HH

4)查得

查取齿形系数。；Y3Fa

K1.45K5)

查取应力校正系数。查得6)

1.596；1.7743Sa查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限380MP强度极限。FE4

FE

MP

齿轮的弯曲疲劳

d56.02mm37)

取弯曲疲劳寿命系数

FN3

，

FN4

0.888)

计算弯曲疲劳许用应力。

m2.26mm取

弯

曲

疲

劳

安

全

系

数

，

得FF

KK

0.853S0.88380FE4S1.4

MPMPaaMPa9)

计算大、小齿轮的

Y

并加以比较。F齿根弯强度设计（1定公式内的各计算数值

33FFa4F

2.5921.596303.572.211238.86

K1.9Y0.88大齿轮的数值大，取大齿轮数据；mn

3

0.88

mm

26.27v84.294

33443344对比计算结果由面接触疲劳度计算的法面模数大于由齿根弯

3

曲疲劳强度计算的法面模数，取

mn

，已可满足弯曲强度。按接触

YFa4

疲劳强度算得的分度圆直径

59.47mm

，算出小齿轮齿数

3

1.596cos14，取zm2z27，取z。44

；

大齿轮齿数

Y1.774SaMPFE380FE4()m34n

FN3

将中心距圆整为119mm

FN4

0.88354'1192因值改变不多，故参数ɑ、β、H等必修正。

FF

303.57MPaad3

zm243cos54'

49.67mmzd4ncos54'

161.43mmbdmmd圆整后取Bmm，B5543

Y3Sa30.01363F模数中心距a齿数

齿轮

mm119mm

齿轮

Y44F分度圆直径

161.43mm

mn（2设计计算

齿顶圆直径齿根圆直径

af

53.67mm44.67mm

165.43mmmm

mmm齿宽

55mm

50mm34

t1r1t1r1a119mm已知

P2.32kw1

，

n960rmin

，T23.08N1

54'4尺寸计算（1计算中心距（2圆整后的中心距修正螺旋角

362T1282N1128220tn480.9N1

d3d161.43mm4bmmFtan1t

1282（计算大﹑小齿轮的分度圆直径

初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为0Cr钢调质处。取

A

，于是得

Bmm3（4算齿轮宽度

min

A

P10013.42mm

B50mm4高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径

dⅠ-Ⅱ

使选的轴的直径

dⅠ-Ⅱ

与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩

TcaA1

，考虑到转矩变化很小，故取

K1.3

，则：T1.323.0830ca1

Pkw1按照计算转矩

T

应小于联轴器公称转矩的条件，选用

GYS2

型凸缘联

r轴器，其公称转矩为

63

。半联轴器的孔径

=25mmⅠ

故取

N1四高（轴）

dⅠ

mm

，半联轴器与轴配合的毂孔长度

L

。

36的设计

t

1)

为满足半联轴器的轴向定位要求轴段右端需制出一轴肩，

F

480.9NⅡ-段直径圈直径D30mm

d=30mm用轴端挡圈位端直径取挡Ⅲ联轴器与轴配合的毂孔长度L52mm，保证轴

a1

N1、确定轴上的功

端挡圈只压在半联轴器上面而不在轴的端面上，ⅠⅡ长度应比率、转速和转矩

L

略短一些，现取

l

mm

。2作用在齿轮上的力

2)

初选角接触球轴承。参照工作要，并根d

=30mm

，初步选取角接触轴承，寸为

dDB30mm62mm16mm

，故

d

Ⅳ

=d

；

=lⅥ

=20mm

。3)

轴承端盖的总宽度为

42mm

据端盖的装拆的要求端外端面与半联轴器右端面间的距为

l10mm

，故取

lⅡ

52mm

。4)取距箱体内壁的距离虑箱体的铸造误差滚内一距

s

，

s

，3确定轴的最小直径

lⅣⅤ

。半联轴器轴的周向定位采用平键接按

dⅠⅡ

查得平键截

d

min

bh6mm6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，联器H7配合为角球轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的轴k6的直径尺寸公差为6。

T

ca

30Nm取轴端倒角为的圆角半径

R=R1

2

R

3

R

4

。

3

型凸缘联轴器dⅠ-Ⅱ

=22mm轴段

12

3

4

5直径

dmm

22

26

30

dⅢ

=30mm长度

lmm

45

52

20

145.5

20

D30mmlmm角接触轴承7206Cd

=d

221221lⅢ

=l

lⅡ

52、轴的结构设

s(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

lⅣ

=145.5mm垂直面：

F

F

NH2

Ft1

平键

M

F1

)1t12

mmmm轴端倒角1得：

NH2

34647434水平面：

R34

F

F1

r1(2)轴上零件的周向定位

M

FLr1NV

2a1得：

NV1

259.83NNV2

M

V

17152.88M

N总弯距

M

55920NMAX(3)确定轴上圆角与倒角尺寸

ca

MAX

)55920(0.62W0.10.036

选用45号的

∴

t2r2tt2r2tr、求轴上的载荷已知

P2

，

nrmin2

，

T108.70N2

。50d183mm3T3N205.4220t11084.89N2t1T211883

NH1NH21NV2MV

9363464743417152.88FtanFtnN2Nt32

MM55920MAX12.35MPa初步估算轴的最小直径轴材料为钢处理于是得

A

，弯合成应力校核轴的强度

min

A

2.23100mm五的设中间轴）

中间轴的最小直径下显然是安装轴承处轴的直径和。为使所Ⅳ选的轴直径d和与动轴承的孔径相适应，故需同时选取角接触Ⅳ球轴承的型号。参照工作要求并根据d22.49mm，择接触球轴min承7205C，其尺寸为d25mmmm，故

P2n195.92rmin2T108.70N2

，，lmmd

=

Ⅳ

mm

l，

。

50因安装齿轮的

Ⅱ-Ⅲ其直径

Ⅱ

mm

，齿轮的根直径

d确定轴上的功率、转速和转矩定用在齿轮上的力

44.67mmf。取安装齿轮处的轴段的径d25mm；轮2的端与右轴ⅢⅣ承之间采用套筒定位。已知齿轮轮的宽度40mm为使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故l齿轮的ⅢⅣ端采用轴肩定位，轴肩高度0.07，取=5mm则轴环处的直Ⅱ

FN2F1631.06rt径

=42mm

。轴环宽度

b

，取

l=10mm

。

F445.6Nr取齿轮和轮3距体内壁的距离为1和8mm虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距，，

296.42N3则

l=91mmlmmⅡⅣ齿轮2周向定位采用平键连接。按

d

Ⅲ

mm

，查得平键截面mm

，键槽用键槽铣刀加工，长分别3，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合均为H7r

；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径步定轴的最

k尺寸公差为。取轴端倒角1

mm13

。小直径

轴端

Ⅱ

ⅢⅣ

轴径

dmm

36

长度

1338

d

min

22.49角接触球轴承d

=

Ⅳ

mml

mm

22Ⅱ

mmd

ⅢⅣ

、轴的结构设计

l

ⅢⅣ

mm(1)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

=5mml=10mmmm、mms=4lⅡlⅣ

=91mm25垂直面：(2)轴上零件的周向

F

Ft2

NH

NH3

t3

mmmm定位

M

F3

(L)()3tt3

轴端倒角1得：

NH3

3372

N

Rmm124(3)确定轴上圆角和

H水平面：

77.72N倒角尺寸

F

FNV

NV

rr

M

(LLFr3r33

(LL)M4

2

M

得：

3

N4

134.88总弯距

M

155.67NMAXca

)155.67(0.6MAXW0.1

13.5MPa、求轴上的载荷

选用45号的

∴ca

rr已知

P2.15，n60.098rmin，341.65N33

NH3NH4HNV

N77.72Ndmm

NV

t

2T2342184

M

134.88NV3FFt42

n

MPatan4t

N初步估算轴的最小直径选轴的料为45钢调处理根

，取

A0

，于是得

min

A

P100mm弯合成应力校核轴的强度

低速轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径

。为了使所选的轴直径与轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩TT，查=1.5，：ca3TT=1.5N按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，选用型缘轴

P2.153nrmin3341.65N

六Ⅲ轴设计及计算（低速轴）

器，其公称转矩为。半联轴器径dmmd，联轴器与轴配合的毂孔长度为L。Ⅶ

，故取

dmm4218Nt4为了满足半联轴器的轴向定位要求，

Ⅶ

段左端需制出一轴肩，故取确定轴上的功率、转速和转矩

ⅥⅦ段的直径；轴器与轴合的孔长度ⅥⅦLmm，了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，

Fr定用在齿轮上的力

故段的度应比L

略短一些，现取

l=80mm

。

N初步选择角接触轴承。因轴承不仅承受径向力还承受轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据

d

ⅥⅦ

，选择尺寸系列C

角接触球轴承其尺寸为

故dⅤⅥ

35

，

lⅤⅥ

mm

。

d

min

32.95取安装齿轮的轴的径

mm

；齿轮的左端与左边的轴承之间采用套筒定位已知齿轮毂的宽度为6为了使套筒可靠地步定轴的最小直径

压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度取

lⅡ

。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度

0.07，故取h，轴环处的直径d轴环宽度h，l=10mm。Ⅲ轴承端盖的总宽度为75根轴承端盖的装拆取端盖的端面与半

T512.475联轴器左端面间的距离

lmm故取lⅥ-Ⅶ

mm

。

GYS6

型凸缘联轴器取齿轮距箱体内壁的距离

mm

，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离，=4mm则lⅠ-Ⅱl57mm。Ⅳ

，

d

Ⅶ

mm齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按

Ⅱ

，查得平键截面

mmmm

，键槽用键槽铣刀加工，长为

4mm

，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性选齿轮轮毂与轴的配合H7为同半轴器与轴的接用平键为1mmmmr

d

ⅥⅦ

mm配合为

H7

。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴

l=80mm的直径尺寸公差为m。

、轴的结构设计

取轴端倒角为

，

RRRRmm146

dlⅤⅥ

d35mmⅤⅥmm(1)根据轴向定位要

轴段

ⅡⅢⅣⅤ

Ⅶ求确定轴的各段直径和长度

轴dmm

径

40

35

d

mm长lmm

度

63

57

5380

lⅡ

d

Ⅲ

mmllⅥ-Ⅶ

=105310.5mms=4lⅠ-ⅡlⅣ

mm平键12mmmm平键10mmmm(2)轴上零件的周向定位

垂直面：

轴端倒角3mm6(3)确定轴上圆角和倒角尺寸

F

FNH5

NH6

t

M

FNH6

(LL)L7t46得：

NH5

NFNH

N

H

126水平面：

F

F5

6

r

M

FLr

a4得：

NV

1130NNV6

452

V7

105.09总弯距M

MAXca

MAX

2)3W

2

2341.65)3

MPa、求轴上的载荷

选用45号的

∴

319.9F936NNNV636.48F0.681NV1，NV2FNda12N636.48A压紧，A放松

NH5NHH

N2683N126NA放松R

，

A紧R

x0.41,yf1

936

，

Pf

L'hRhP

nh14.5KN

NV

1130N选择一对7206C轴合适。

NV6V7

452105.09M

NMAX

0.167MPa弯合成应力

1084.88296.42Na3NV3

3372NNV4

校核轴的强度

FFd3NV

2292NF0.68dNV

1471N

FFda32dA紧

2259