机械课程设计说明书带式运输机传动装置.docx
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机械课程设计说明书带式运输机传动装置
课程设计说明书
机械设计
（机械设计基础）
设计题目 带式运输机传动装置
学 院 冶金科学和工程
专业班级
设计者
学 号
指导教师
完成日期 2009年1月8日
中南大学
目 录
一、前言…………….…………………………………………
二、设计任务…………….……………………………………
三、计算过程及计算说明
一 传动方案拟定…………….……………………………
二 电动机的选择……………………………………….…
三 计算总传动比及分配各级的传动比……………….…
四 运动参数及动力参数计算………………………….…
五 传动零件的设计计算………………………………….
六 轴的设计计算………………………………………….
七 滚动轴承的选择………………………………………
八 键联接的选择及计算………..…………………………
九 减速箱体结构………………………………………….
十 润滑和密封………………………………………….....
四、小结…………………………………………………….
五、参考资料………………….………………………….
一、前言
（一）
设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合使用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
（二）
传动方案的分析：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。
传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。
传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。
传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中使用最为广泛的机构之一。
本设计采用的是单级直齿轮传动。
一、设计任务
具体要求：
1、 电动机类型确定
2、 单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算
3、 编写一份设计说明书
4、 装配图一张（1号图纸）、齿轮及轴的零件图各一张
二、计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组：
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
（1） 工作条件：
使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2） 原始数据：
滚筒圆周力F=4200N；带速V=0.85m/s；滚筒直径D=600mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η4轴承×η闭式齿轮×η联轴器×η滚筒×η开式齿轮
=0.96×0.994×0.97×0.99×0.96×0.95
=0.81
（2）电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=4200×0.85/1000×0.81
=4.421KW
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×0.85/π×600
=27.07r/min
按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I‘1=3～6。
取V带传动比I’2=2～4，则总传动比理时范围为I‘a=18～144。
故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×n筒=487～4954r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。
其主要性能：
额定功率：
5.5KW，满载转速960r/min，质量84kg。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=960/27.07=35.46
2、分配各级伟动比
（1） 取V带，圆柱齿轮i齿轮=i减速器=3.8（单级减速器i=3~6合理）
（2） ∵i总=i齿轮×iV带×i减速器
∴iV带=i总/（i齿轮i减速器）=35.46/3.84=2.456
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
V带高速轴 nI=n电机=960r/min
减速器高速轴nII=nI/iV带=960/2.456=390.9（r/min）
减速器低速轴nIII=nII/i减速器=390.9/3.8=102.9（r/min）
传动滚筒轴 nIV=nIII/i齿轮=102.9/3.8=27.07（r/min）
2、 计算各轴的输入功率（KW）
V带低速轴 PI=P工作=5.5KW
减速器高速轴 PII=PI×η带=5.5×0.96=5.28KW
减速器低速轴 PIII=PII×η轴承×η齿轮=5.07KW
开式齿轮高速轴PIV=PIII×η轴承×η联轴器
=5.07×0.99×0.99=4.97KW
滚筒轴 PV=PIV×η轴承×η开式齿轮
=4.97×0.99×0.95=4.67KW
3、 计算各轴扭矩（N·m）
电动机输出轴 TI=9.55×106PI/nI
=9.55×103×5.5/960=54.714N·m
减速器高速轴 TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×5.28/390.9=128.995N·m
减速器低速轴 TIII=9.55×106PIII/nIII
=9.55×106×5.09/102.9=470.539N·m
开式齿轮高速 TIV=9.55×106PIV/nIII
=9550×4.97/102.9=461.289N·m
滚筒轴 TV=9.55×106PV/nIV
=9550×4.67/27.07=1647.525N·m
五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本P205表13-6得：
kA=1.1
PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW
由课本P205图13-15得：
选用A型V带
（2） 确定大小带轮基准直径，并验算带速
由课本表13-7得，推荐的小带轮基准直径为75mm
则取dd1=125mm>dmin=75
dd2=n1/n2·dd1=960/309.9×125=306.9mm
由课本P74表5-4，取dd2=300mm
实际从动轮转速n2‘=n1dd1/dd2=960×125/300
=400r/min
转速误差为：
n2-n2‘/n2=390.9-400/390.9
=-0.023<0.05（允许）
验算带速V：
V=πdd1n1/60×1000
=π×125×960/60×1000
=6.28m/s
在5～25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心矩
根据课本P195式（13-2）得
0. 7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
0. 7（125+300）≤a0≤2×（125+300）
取a0=650mm
由课本P195式（13-2）得：
L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0
=1979.4mm
根据课本P202表（13-2）取Ld=2000mm
根据课本P206式（13-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=660mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1650>1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P203表（13-3）P1=1.37KW
根据课本P204表（13-4）△P1=0.11KW
根据课本P8204表（13-5）Kα=0.96
根据课本P202表（13-2）KL=1.03
由课本P204式（13-15）得
Z=PC/P‘=PC/（P1+△P1）KαKL
=4.13
（6）计算轴上压力
由课本P201表13-1查得q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=158.5N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=1571N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，取250HBS。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P162表11-2选9级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6～3.2μm
σHlimZ1=680Mpa σHlimZ2=560Mpa
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
σFlim1=240Mpa σFlim2=190Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
[σH]1=σHlim1/SH=680/1.1Mpa
=618.2Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=560/1.1Mpa
=509.1Mpa
[σF]1=σFlim1/SF=240/1.3Mpa
=184.6Mpa
[σF]2=σFlim2/SF=190/1.3Mpa
=146.2Mpa
（2）按齿面接触疲劳强度计算中心距a
T1=128995N·mm
选取载荷系数K=1.4 齿宽系数φa==0.4 u=i齿=3.8
则a>=（u+1）3（335/[σH]2*KT1/uφa=178.5
（3）确定齿数和模数
传动比i齿=3.8
取小齿轮齿数Z1=35。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=133
实际传动比I0=3.31
传动比误差：
i-i0/I=1%<2.5%可用
模数：
m=2a/Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm
根据课本表4-1取标准模数：
m=2.5mm
确定中心距a=m/2（Z2+Z1）=210mm
（4）齿宽b=φdd1=0.4*210=84
取大齿轮宽为84mm小齿轮齿宽89mm
（5）校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P167图（11-9）得YF1=2.5YF2=2.14
σF1=（2kT1/bm2Z1）YF1=49.14Mpa≤[σF1]
σF2=σF1YF2/YF1=442.06Mpa≤[σF2]安全
（6）齿轮的几何尺寸计算
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×35mm=87.5mm
d2=mZ2=2.5×133mm=332.5mm
齿顶圆直径：
da1=d1+2m=87.5+5=92.5mm
da2=d2+2m=332.5+5=337.5mm
全齿高：
h=2.25m=2.25*2.5=5.6mm
（7）计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×87.5×390.9/60×1000
=1.79m/s
选8级精度合宜
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=115
d≥115（5.28/390.9）1/3mm=27.4mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=27.4×（1+5%）mm=28.8mm
∴选d=30mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
d1=30mmL1=72mm
d2=36mmL1=58mm
d3=43mmL1=43mm
d4=50mmL4=87mm
d5=58mmL5=7mm
d6=36mmL1=4mm
d7=43mmL1=25mm
初选用深沟球承6209d=45D=85B=19Cr=24.5
（3）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=87.5mm
②求转矩：
已知T1=128995N·mm
③求圆周力：
Ft
根据课本P163（11-1）式得
Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N
④求径向力Fr
根据课本P163（11-1）式得
Fr=Ft·tanα=2948.457×tan200=1073.2N
⑤强度校核
（1）绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=536.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=536.6×50=9.1N·m
（3）绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1474.229×50=25N·m
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·m
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m
（6）绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[26.62+（1×48）2]1/2=54.88N·m
（7）校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P230页式（14-2），表（14-2）取c=115
d≥c（P3/n3）1/3=115（5.07/102.9）1/3=45.31mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=45.31×（1+5%）mm=47.6mm
取d=50mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
d1=50mmL1=70mm
d2=56mmL1=60mm
d3=63mmL1=45mm
d4=70mmL4=80mm
d5=76mmL5=7mm
d6=63mmL1=30mm
d7=72mmL1=4mm
初选用深沟球承6213d=65D=120B=23Cr=44.0
（3）按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d2=332.5mm
②求转矩：
已知TIII=470.539N·m
③求圆周力Ft：
根据课本P163（11-1）式得
Ft=2T3/d2=2×470.539×103/332.5=2830.3N
④求径向力Fr根据课本P163（11-1）式得
Fr=Ft·tanα=2830.3×0.36379=1030.1N
⑤校核
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1N
FAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N
（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=515.1×94.5/2*1000=23.34N·m
（3）截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1415.2×94.5/2*1000=66.87N·m
（4）计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（23.342+66.872）1/2
=70.83N·m
（5）计算当量弯矩：
α=0.6
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[70.832+（0.6*470.5）2]1/2
=291.1N·m
（6）校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=291.1/（0.1×543）
=18.5Mpa<[σob]=70Mpa
∴此轴强度足够
七滚动轴承的选择
1、计算输入轴承
选用6209型深沟球轴承，其内径d为45mm,外径D为85mm，宽度B为19mm.Cr=24.5kN
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×8=48720小时
（1）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为6209型深沟球轴承
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
（2）∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1 y1=0 y2=0
（4）计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表（11-9）取fP=1.5
根据课本P262（11-6）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N
（5）轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264（11-10c）式得
LH=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/458.2×（1×23000/750.3）3
=1047500h>48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm，外径D=120mm，宽度B为23mmCr=44.0kN
（1）已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
试选6213型深沟球轴承
根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
（2）计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：
FA1=FA2=FS1=569.1N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本P263表（11-8）得：
e=0.68
∵FA1/FR1 y1=0
∵FA2/FR2 y2=0
（4）计算当量动载荷P1、P2
根据表（11-9）取fP=1.5
根据式（11-6）得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N
P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N
（5）计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P264表（11-10）得：
ft=1
根据课本P264 （11-10c）式得
Lh=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/76.4×（1×30500/1355）3
=2488378.6h>48720h
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
1、带轮和输入轴采用平键
轴径d1=30mm,L1=75mm
查手册得单圆头普通平键用于轴端，选用C型平键，得：
b×h=8×7 l=L1-b=75-8=67mm
T2=129N·m h=7mm
σp=4TⅡ/dhl=4×128995/30×7×67
=36.67Mpa<[σR]（110Mpa）
2、输入轴和齿轮联接采用平键联接
轴径d4=50mm L4=87mm TⅡ=128.995N·m
查手册10-9 选A型平键
键14×9 l=L4-b=87-14=73mm h=9mm
σp=4T/dhl=4×128995/50×9×73
=15.71Mpa<[σp]（110Mpa）
3、输出轴和齿轮联接用平键联接
轴径d4=70mm L4=82mm TⅢ=470.539N.m
查手册选用A型平键
键20×12 l=L4-b=82-20=62mm h=12mm
σp=4TⅢ/dhl=4×470539/70×12×62
=36.14Mpa<[σp]
4、输出轴和联轴器联接用平键联接
轴径d1=50mm L1=75mm TⅢ=470.539N.m
查手册 选C型平键
键16×10
l=L1-b=75-16=59mm h=10mm
σp=4TⅢ/dhl=4×470539/16×10×59
=101.87Mpa<[σp]（110Mpa）
九 减速箱体结构
1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。
尺寸列入下表，单位mm。
符号
名称
尺寸
备注
σ
底座壁厚
10
不
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