设计输送传动装装置.docx
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设计输送传动装装置
机械设计基础课程设计
设计计算说明书
题目机械设计输送传动装置
系别机械工程系
专业化工设备维修技术
姓名朱琳
年级二年级
指导教师蔡广新
二零一一年十二月
目录
一课程设计书2
二设计要求2
三设计步骤2
1.传动装置总体设计方案3
2.电动机的选择4
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比5
4.计算传动装置的运动和动力参数5
5.设计V带和带轮6
6.齿轮的设计8
7.滚动轴承和传动轴的设计19
8.键联接设计26
9.箱体结构的设计27
10.润滑密封设计30
11.联轴器设计30
四设计小结31
五参考资料32
设计输送传动装置
【设计任务书】
题目：
设计输送传动装置
一．总体布置简图如图1
输出轴功率P/KW
3
输出轴转速n/（r/min）
35
传动工作年限（年）
6
工作制度（班/日）
2
工作场所
车间
批量
小批
2．总传动比误差为±5%，单向回转，
轻微冲击。
三．原始数据：
四．设计内容：
1.电动机的选择与运动参数计算；2.齿轮传动设计计算；3.V带传动设计计算；4.轴的结构尺寸设计；5.键的选择；6.滚动轴承的选择；7.装配图、零件图的绘制；8.设计说明书的编写。
【电动机的选择】
1．电动机类型和结构的选择：
按照已知条件的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电
动机。
2．电动机容量的选择：
工作机所需功率：
Pw＝3kW
电动机的输出功率：
Pd＝Pw/η，η≈0.82，Pd＝3.66kW
电动机转速的选择：
nw=35r/min，V带传动比i1=2—4，单级齿轮传动比i2=3—5（查表2.3）
nd＝（i1×i2×i2）nw。
电动机转速范围为630—3500r/min
3．电动机型号确定：
由附录八查出符合条件的电动机型号,并根据轮廓尺寸、重量、成本、传动比等
因素的考虑，最后确定选定Y112M—4型号的电动机，额度功率为4KW，满载转速1440r/min
【计算总传动比和分配传动比】
1．由选定电动机的满载转速nm和输出轴转速nw，总传动比为i=nm/nw，得i=41.14
2．合理分配各级传动比：
V带传动比i1=3，闭合齿轮传动比i2=3.5，开式齿轮传动比i3=3.92
3．运动和动力参数计算结果列于下表：
项目
电动机轴
轴I
轴II
轴III
转速（r/min）
1440
480
137
35
功率（kW）
3.66
3.48
3.31
3.01
转矩（N·m）
24.27
69.20
230.18
821.83
传动比
3
3.5
3.92
效率
0.96
0.96
0.92
【传动件设计计算】
减速器齿轮设计：
1．按表11.8选择齿轮材料
小齿轮材料为45钢调质，硬度为220—250HBS
大齿轮材料为45钢正火，硬度为170—210HBS
2．因为是普通减速器，由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3
3．按齿面接触疲劳强度设计
确定有关参数与系数：
转矩：
T=69154N·mm
查表11.10得：
载荷系数K＝1.1
选小齿轮齿数Z1＝30，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.5×30=105。
实际齿数比u=3.5
因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，又为软齿面，由表11.19选取φd（齿宽系数）=1
4．许应接触应力[σH]：
由图11.23查得σHlim1＝560MPaσHlim2＝530MPa
由表11.19查得Sh=1。
N1＝60·n1·j·Lh＝60×480×1×（6×52×80）＝7.2×10e8
N2＝N1/i＝7.2×10e8/3.5=2.05×10e8
由表11.26查得Zn1＝1Zn2＝1.05
计算接触疲劳许用应力：
[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝560MPa
[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝557MPa
试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
d1≥76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=51.82mm
m=d1/z1=1.73mm由表11.3取标准模数m=2mm
5．主要尺寸计算：
分度圆直径d1=mz1=2×30=60mmd2=mz2=2×105=210mm
齿宽b=φdd1=1×60=60mm取b2=60mm则b1=b2+5=65mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=135mm
6．按齿根弯曲疲劳强度校核:
由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。
确定有关系数和参数：
齿形系数YF，查表11.12得YF1=2.54YF2=2.14
应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.63Ys2=1.88
许应弯曲应力[σF]
由图11.24查得σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa
由表11.9查得SF=1.3
由图11.25查得YNI=YN2=1
由式（11.16）可得
[σF]1=YNI·σFlim/SF=162Mpa[σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa
故计算出
σF1=21Mpa＜[σF]1σF2=20Mpa＜[σF]2齿根弯曲疲劳强度校核合格。
7．验算齿轮的圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=1.5m/s由表11.21可知，选9级精度合适
8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：
以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：
da2=d2+2ha=214mm，由于200＜da2＜500之间，所以
采用腹板式结构。
齿轮零件工作图略。
开式齿轮设计：
1．按表11.8选择齿轮材料
小齿轮选用40Cr合金钢表面淬火，硬度为48—55HRS
大齿轮选用40Cr合金钢调质，硬度为240—260HBS
2．由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3
3．按齿面接触强度设计
确定有关参数与系数：
转矩：
T=230000N·mm
查表11.10得载荷系数K＝1.1
选小齿轮齿数Z1＝20，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.92×20=78.4，圆整数78。
实际齿数比u=3.9，误差为0.5%＜±5%
因单级直齿圆柱齿轮为不对称布置，又为硬齿面，由表11.19选取φd（齿宽系数）=0.5
4．许应接触应力[σH]：
由图11.23查得σHlim1＝800MPaσHlim2＝720MPa
由表11.19查得Sh=1.1
N1＝60·n1·j·Lh＝60×137×1×（6×52×80）＝2.05×10e8
N2＝N1/i＝2.05×10e8/3.9=5.26×10e7
由表11.26查得Zn1＝1.11Zn2＝1.25
计算接触疲劳许用应力：
[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝807MPa
[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝818MPa
试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
d1≥76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=75.82mm
m=d1/z1=3.791mm由表11.3取标准模数m=4mm
5．主要尺寸计算：
分度圆直径d1=mz1=4×20=80mmd2=mz2=4×78=312mm
齿宽b=φdd1=0.5×80=40mm取b2=40mm则b1=b2+5=45mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=196mm
6．按齿根弯曲疲劳强度校核:
由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。
确定有关系数和参数：
齿形系数YF，查表11.12得YF1=2.81YF2=2.25
应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.56Ys2=1.77
许应弯曲应力[σF]
由图11.24查得σFlim1=720MpaσFlim2=250Mpa
由表11.9查得SF=1.5
由图11.25查得YNI=YN2=1
由式（11.16）可得
[σF]1=YNI·σFlim/SF=480Mpa[σF]2=YNI·σFlim/SF=167MPa
故计算出
σF1=173Mpa＜[σF]1σF2=157Mpa＜[σF]2齿根弯曲疲劳强度校核合格。
7．验算齿轮的圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=0.57m/s由表11.21可知，选9级精度合适
8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：
以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：
da2=d2+2ha=320mm，由于200＜da2＜500之间，所以
采用腹板式结构。
齿轮零件工作图略。
【V带传动设计】
1．确定功率Pc：
查表9.21得Ka（工作情况系数）=1.1Pc=Ka٠p=4.4KW。
2．选取普通V带型号：
根据Pa=4.4Kw，n1=1440r/min，由图9.13选用A型普通V带。
3．确定带轮基准直径：
根据表9.6和图9.13选取：
dd1=100mm＞dmin=90mm
大带轮基准直径为dd2=（n1/n2）dd1=270mm，按表9.3选取标准直值dd2=265mm
实际n2转速489.8r/min，误差相对率2%，总误差＜±5%允许。
4．验算带速V：
V=π·d1·n1/（60×1000）=6.78m/s，带速在5-25m/s范围内。
5．确定带的基准长度Ld和实际中心距a：
初定中心距a0=1200mm，则Ld0：
Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）²/4a0=2963.38mm
查表9.4取基准长度Ld=2800mm
实际中心距a为a≈a0+（ld-Ld0）/2=1118.31mm
中心距变动范围为
amin=a-0.015Ld=1076mmamax=a+0.03Ld=1202mm
6．验算小带轮的包角：
a1=180º-57.3º（dd2-dd1）/a=171º＞120º,合格。
7．确定V带根数z：
确定有关系数和参数
根据dd1=90mm，n=1440r/min，查表9.9，得P0=1.07Kw
由表9.18查得Ka=0.001275
根据传动比i=2.94，查表9.19得Ki=1.1373，则△P0=Kb·n·（1-1/Ki）=0.18Kw
由表9.4查得带长度修正系数KL=1.11，由图9.12查得包角系数Ka=0.98
得z≥Pc/（P0+△P0）KaKL=3.24，圆整得z=4
8．求单根V带初拉力：
由表9.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10Kg/m
得F0=（500Pc/ZV）·（2.5/Ka-1）+qv²=46.78N.
9．计算带轮轴上所受的压力Fσ=2·F0·z·sin（a1/2）=373.08N
10．带轮结构设计略
11．设计结果：
选用4根A—2800GB/T13575.1—92V带，中心距a=1118mm，小带轮直径90mm，大带
轮直径265mm，轴上压力Fσ=373.08N
【轴的设计计算】
Ⅰ轴的设计
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质
处理。
由表16.1查得强度极限σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得C=118—107
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.48/480=20.7—22.8mm。
考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为21.32—
23.94mm，由设计手册取标准直径d=24mm
3．轴的结构设计草图:
Ⅰ轴的结构草图
Ⅱ轴的设计：
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质
处理。
由表16.1查得强度极限σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得C=118—107
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.31/137=30.9—34.1mm。
考虑到轴的最小直径处要安装齿轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为31.83—
35.81mm，由设计手册取标准直径d=34mm
3．轴的结构设计草图:
Ⅱ轴的结构草图
Ⅲ轴的设计：
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质
处理。
由表16.1查得强度极限σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得C=118—107
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.01/35=47.29—52.16mm。
由设计手册取标准直径d=50mm
3．轴的结构设计草图略
【键连接的选择】
均选择A型平键。
代号
轴径/mm
键宽/mm
键高/mm
键长/mm
Ⅰ轴Ⅰ键
24
8
7
50
Ⅰ轴Ⅱ键
34
10
8
56
Ⅱ轴Ⅰ键
34
10
8
36
Ⅱ轴Ⅱ键
45
14
9
50
【滚动轴承的选择及计算】
I轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6206型d=30mmD=62mmB=16mm
2．公差等级选择：
选普通级PO轴承。
II轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6208型d=40mmD=80mmB=18mm
2．公差等级选择：
选普通级PO轴承。
【箱体结构尺寸计算】
1．类型选择：
选择一级铸铁圆柱齿轮减速器。
2．箱体主要结构尺寸：
（mm）
名称
箱座壁厚δ
箱盖壁厚δ1
箱盖凸缘厚度b1
尺寸/mm
8
8
12
箱座凸缘厚度b
箱底凸缘厚度b2
地脚螺钉直径df
地脚螺钉数目n
轴承旁连接螺栓直径d1
12
20
16
4
12
盖与座连接螺栓直径d2
连接螺栓d2的间距l
轴承端盖螺钉直径d3
检查孔盖螺钉直径d4
定位销直径d
10
150
8
6
8
df、d1、d2至外箱壁直径C1
df、d2至凸缘边缘距离C2
轴承旁凸台半径R1
凸台高度h
外箱壁至轴承座端盖的距离l1
16
14
16
40
40
齿顶圆与内箱避间的距离△1
齿轮端面与内箱避间的距离△2
箱盖、箱座肋厚m1、m2
轴承端盖外径D2
轴承旁连接螺栓距离S
12
12
6.8、6.8
102
125
【减速器附件的选择】
通气器：
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器：
选用游标尺M16
起吊装置：
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞：
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
【润滑与密封】
一、齿轮的润滑：
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、滚动轴承的润滑：
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择：
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取：
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
附录：
装配图：
零件工作图
1.图6-2为轴的工作图示例，为了使图上表示的内容层次分明，便于辨认和查找，对于不同的内容应分别划区标注，例如在轴的主视图下方集中标注轴向尺寸和代表基准的符号。
2.齿轮的轴向尺寸标注比较简单，对于小齿轮只有齿宽b和轮毂长度l两个尺寸．前者为自由尺寸，后者为轴系组件装配尺寸链中的一环。
当齿轮尺寸较大时，为了减轻重量可采用盘形辐板结构．如辐板用车削方法形成时，则标注凹部的深度，以便于加工时测量。
对于用锻、铸方法形成的辐板，则宜直接标注辐板的厚度。
对于轮缘厚度、辐板厚度、轮毂及辐板开孔等尺寸，为便于测量，均应进行圆整．
为了保证齿轮加工的精度和有关参数的测量，标注尺寸时要考虑到基准面，并规定基准面的尺寸和形位公差．齿轮的轴孔和端面既是工艺基准也是测量和安装的基准。
为了保证安装质量和切齿精度，对端面与孔中心线的垂直度和端面跳动度均应有要求。
齿轮的齿顶圆作为测量基准时有两种情况：
一是加工时用齿顶圆定位或找正，此时要控制齿顶圆的径向跳动；另一种情况是用齿顶圆定位检验齿厚或基节尺寸公差，此时要控制齿顶圆公差和径向跳动。
图6-3为直齿轮零件工作图，图6-4为斜齿轮零件工作图，供学习参考。
图6-5为锥齿轮零件工作图，供学习参考。
图6-6为蜗轮零件工作图，供学习参考。
图6-7为皮带轮零件工作图，供学习参考。
设计小结
由于时间比较紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如低速轴承使用寿命过长，制图不够精确等缺陷。
但我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。
平时我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？
如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？
我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。
当到自己动手的时候，才会经常发现原来自己还有很多知识点没吃透，而课程设计让我们把学过的东西运用到实际中去，能学懂学透，这才算是真正学到了东西。
这次的设计存在许多不完善的地方，如果在以后需要设计类似的机械，我相信，我能设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。
这次关于带式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。
通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.
机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。
这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应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等方面有重要的作用。
本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。
衷心的感谢老师的指导和帮助。
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