燕山大学机械设计二级展开式输送机传动装置.docx
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燕山大学机械设计二级展开式输送机传动装置
燕山大学
机械设计课程设计说明书
题目：
带式输送机传动装置
学院（系）：
—年级专业：
学号：
学生姓名：
指导教师：
一、设计任务书2
二、传动方案分析……3
三、电动机的选择和参数计算4
四、齿轮的设计计算7
五、轴的设计17
六、键的选择校核23
七、轴承的校核24
八、联轴器的选择及校核25
九、密封与润滑的选择26
十、减速器附件及说明27
十一、设计小结28
结果
设计及计算过程
-、设计任务书
1.1传动装置简图如图
图1方案简图
1.2原始数据
F=1567ND=0.29m
V=0.77m/s
使用地点：
室外
生产批量：
小批
载荷性质：
微振
使用年限：
四年二班
设计及计算过程
二、传动方案分析
2.1.传动系统的作用：
作用：
介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动
力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。
2.2传动方案的特点：
特点：
结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。
由
于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。
但齿
轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作
用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以
减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。
2.3电机和工作机的安装位置：
电机安装在远离高速轴齿轮的一端；
工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。
2.4画传动系统简图：
1：
齿轮I（高匾轴）5缶轮2（中速轴从动绘）
3、口联轴器4：
工作机5:
吿轮（低速轴》召：
吿轮3（中速轴主动轮）乱电动机
设计及计算过程
三、电动机的选择和参数计算
电动机是标准部件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构容量和转速。
1、选择电动机类型和结构形式
由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此无特殊要求时应选三相交流电动机，又有三相异步电动机应用最广泛，所以根据用途选用Y
系列三相笼型异步电动机，全封闭自冷式结构。
2、选择电动机的容量（功率）
由于减速器工作载荷较稳定，长期连续运行，所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的工作功率Pd即Ped》P,电动机就能安全工作。
电动机计算公式和有关数据皆引自〈〈机械设计课程设计指导手册》第
9页~第11页、第119页
主要参数：
Pw=1.21Kw
（1）传动带的输出功率P
（2）电动机输出功率Pd
3为滚动轴承效率、4为同步带效率。
弹性柱销联轴器1=0.99;圆柱齿轮传动2=0.97;滚动轴承3=0.98;
PdP1.210.821.48kw
设计及计算过程
3、选择电动机转速：
卷筒工作转速为：
60?
n600.773.140.2950.7rmin
D/
电机转速=n=（8~40）x50.7=405.6~2028r/min选择同步转速为1000r/min的电动机，如下表：
电动机型号
额定功率（kw）
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）
起动转矩/
额定转矩
最大转矩/
额定转矩
Y100L-6
1.5
1000
940
2.0
2.2
表1电动机主要性能参数
4、传动比的分配
i总nm94050.718.54
n
i1（1.3~1.5）i总J1.3~1.5）18.544.91~5.27
去i15.01
i2i总/i118.545.013.71
（1）各轴转速：
I轴n1nm940rmin
n轴n2巴9405.01188r/min
11
川轴n3©1883.7150.67rmin
12
卷筒轴n卷n350.67rmin
（2）各轴的输入功率
I轴
P1
Pd
11.480.991.47kw
n轴
P2
P1
231.480.970.98
1.40kw
川轴
P3
P2
231.400.970.98
1.33kw
n5（7rmin
传动装置总传动比的确定及其分配公式和有关数据皆引自〈〈机械设计课程设计指导手册》第12页~第15页
i总18.54
b5.01
i23.71
940
rmin
n2188
n350.67rmin
P11.47kw
P21.40kw
P31.33kw
设计及计算过程
卷筒轴P卷p3131.400.990.981.29kw
Td
9550pd95501.48
15.04Nm
nm
940
I轴
T1
Td
1
15.040.99
14.89Nm
n轴
T2
T1
2
3i114.89
0.970.98
5.01
70.77Nm
川轴
T3
T2
2
3i270.77
0.970.98
3.71
249.59Nm
（3）各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为：
卷筒轴T卷T313249.590.990.98242.15Nm
轴号
功率P
/kw
转矩T
/（N-m）
转速n
/（r・min）
传动比i
效率
电机轴
1.48
15.04
940
1.00
0.99
I轴
1.47
14.89
940
5.01
0.95
n轴
1.40
70.77
188
3.71
0.95
川轴
1.33
249.59
50.67
1.00
0.97
卷筒
轴
1.29
242.15
50.67
表2运动和动力学参数
p卷1.29kw
Td15.04Nm
14.89Nm
T270.77Nm
T3249.59Nm
T卷242.15Nr
齿轮计算公
式和有关数据皆引自
〈〈机械设计》
第76页~第
98页
斜齿圆柱齿
轮主要参数：
45号钢调质
HB1=240HBS
HB2=200HBS
z1=21
z2=106
i'5.048
=10°
$d=0.8
设计及计算过程
四、齿轮的设计计算
1、高速级齿轮的设计
1.1选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS
大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS
2）精度等级选用8-8-8级精度；
3）选小齿轮齿数Z,=21
大齿轮齿数z2z-i5.01105.21取z2=106；
i'Z21065.048
z121
误差5.015.048100%0.75%5%在允许误差内
5.01
4）初选=10°$d=0.8
1.2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
d1t
2KT
ZeZhZZ
[h]
（1）载荷系数
KA1.25估计圆周速度
Kv=1.07
4m/s,vz10.84m/s动载系数
100
[1.883.2（11）]cos
乙Z2
[1.883.2（11）]cos101.67
21107
Kv=1.07
tan
j°21tan101.18
设计及计算过程
1.671.182.85
齿间载荷分配系统K1.41，齿向载荷分配系数K1.07
则KKAKvKK
1.251.071.411.072.02
（2）查得区域系数ZH2.45
（3）重合度系数
zr077
（4）螺旋角系数Z.cos0.992
（5）弹性影响系数ZE189.8.MPa
（7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力bHlim1=
550MPa;大齿轮疲劳强度极限应力bHiim2=450MPa;
（8）应力循环次数
N160mjLh
N2
60940142
83001.08109
取疲劳寿命系数Khn1
（9）接触疲劳许用应力
N1
1.08109
2.17108
1.00;KHN21.13（允许有点蚀）
取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（10—12）得
H1]
KHN1lim1
S
1.00550
1
550MPa
[H2]
Khn2lim2
S
1.08450
1
508.5MPa
设计及计算过程
K1.41
K1.07
K2.02
Zh2.45
Z0.77
Z0.992
ZE189.8MPa
bHlim1=
550MPa
bHlim2=450MPa
N,1.08109
N22.17108
KHN11.00
Khn21.13
[H1]550MPa
[H2]508.5MPa
取[h]508.5MPa
（10）试算小轮分度圆直径d1t
[H]5085MPa
d1t3
2KT
1（ZeZhZZ
[h]
d=31.54mm
4
22.021.489105.11
\1.0
31.54mm
5.1
（189.82.450.770.992）2
508.5
（11）
实际圆周速度
31.54940
（12）
修正载荷系数:
601000
vz1
（13）
（14）
（15）
查得动载系数
校正分度圆直径
计算法向模数
d；cosmn
Zi
中心距a
因结构要求,
修正螺旋角z1
则=14.3
Kv
60
1.5521
100100
1000
0.3255
1.55m/s
v1.55m/
VZ0.3255
100
1.04
d1[Kv3「54
31.22cos10
21
（Z1Z2）mn
2cos
（21
取a130mm
2acos
Z2==130
mn
31.96
2.02
31.22mm
d'31.22
1.46mm,取
mn2mm
106）2128mm
2cos10
mn2mm
a=130mm
14.3
（16）
计算分度圆直径
d1
ZE
212
d2
（17）
cos
Z2mn
cos
齿宽
圆整取
b2
43.34mm
cos14.3
1062
cos14.3
216.71mm
dd10.8
35mm,bi
1.3齿根弯曲强度校核
2KT1
F1
YFa1YSa1YY
bd1mn
（1）重合度系数
0.25
q43.34mm
d2216.71mm
（2）螺旋角系数
⑶当量齿数zv1
Z1飞cos
Zv2
Z2
cos
43.3434.7mm
40mm
F1]
F2
F1YFa2Ysa2
[F2]
YFa1YSa1
0.75
0.25
0.75
1.67
0.699
120
143
1.180.859
120
21
cos314.3
23.08
⑷齿形系数YFa1
2.65
b|=40mm
b?
=35mm
0.699
0.859
106
cos314.3
YFa22.20
115.4
⑸应力修正系数Ysa11.58Ysa21.76
（6）弯曲疲劳极限应力及寿命系数
F|im1450MPaFiim2390MPa
KFN1KFN21
z23.08
G
115.4
Yf31
2.65
Yf32
2.20
YSa1
1.58
YSa2
1.76
Flim1
450MPa
Flim2
390MPa
Kfn11
KFN21
设计及计算过程
结果
（7）弯曲疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1
S=1
]KFlim1Fliml
[F1]
1450
450MPa
[F1]450M
S
1
[F2]390MPa
r]KFlim2Flim2
[F2]
1390
390MPa
S
1
（8）弯曲应力
22.021.489
104
F1[F1]
F1
2.671.580.6990.859
34.743.34
2
50.28MPa[F1]
F2[F2]
2.21.76
F246.5
46.50MPa[F2]
2.651.58
结论：
强度足够
1.4.结构设计
大齿轮为自由锻结构，小齿轮为齿轮轴
共27页
第11页
设计及计算过程
结果
2•低速级齿轮的设计及其计算
2.1选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS
2）精度等级选用8-7-7级精度；
3）选小齿轮齿数Zi=21
大齿轮齿数z2z13.7177.91，圆整取z2=78;
Z2783.72
z121
372371
误差3"migo%
3.71
4）初选=10°$d=0.8
0.27%4%在允许误差范围内
2.2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
d1t3
1
2KT
1（ZeZhZZ
[h]）
齿轮计算公式和有关数据皆引自
〈〈机械设计》
第76页~第
98页
斜齿圆柱齿轮主要参数：
45号钢调质
HB1=240HB
S
HB2=190HB
S
Z1=21
Z2=78
i'3.52
=10
$d=0.8
（6）载荷系数
Ka1.25估计圆周速度
动载系数Kv=1.07
4m/s丫0.84m/s
100
[1.883.2（11）]cos
Z1Z2
[「883.2（21
74）]COS10
1.66
^tan1.021tan101.18
Kv=1.07
设计及计算过程
结果
1.661.
182.84
K1.42
齿间载荷分配系统K
1.42，齿向载荷分配系数
K
1.08
K1.08
贝UKKAKvK
K1.251.071.42
1
08
2.05
K2.05
（7）查得区域系数ZH
2.45
（8）重合度系数
|1
I1
Z!
—
0.78
Zh2.45
V
\1.66
（9）螺旋角系数Z
Jcos0.992
189.8jMPa
Z0.78
（10）弹性影响系数ZE
Z0.992
（13）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力
Hlim1=
Ze189.QTMPa
550MPa;大齿轮疲劳强度极限应力bHiim2=
450MPa;
bHlim1=
（14）应力循环次数
550MPa
bHlim2=
N160miLh601881428300
2.17
108
450MPa
N,2.17108
-N
12.17108—
10
7
N2
1EOO
N2583107
5.83
3.71
KHN11.08
KHN21.18
取疲劳寿命系数K
HN11.08;KHN21.18
（允许有点蚀）
[hJ954MPa
（15）接触疲劳许用应力
[H2]531MPa
取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（
10—12）得
■_KHN1lim1
1.08550
594MPa
[H1]
S
1
r]KhN2lim2
[H2]
1.18450Lc’ns
531MPa
S
1
共27页
第13页
设计及计算过程
结果
（16）
计算分度圆直径
d1
ZE
213
d2
（17）
cos
Z2“ln
cos
齿宽
圆整取
63.64mmcos8.11
783236.36mm
cos8.11
dd10.863.6450.9mm
b2=51mm，b155mm
2.3齿根弯曲强度校核
2KT1
F1
论沧丫丫[
bd1mn
F1]
F2
F1YFa2Ysa2〔
YFalYSal
F2]
d163.64mm
d2
b|=55mm
6=51mm
0.70
（1）重合度系数
0.25
0.75
0.25
0.75
1.66
0.70
0.92
（2）螺旋角系数
120
1.18&11
120
0.92
⑶当量齿数Zv1
Z1
3cos
_21_cos38.11
21.64
Zv2
Z2
3cos
78
cos38.11
80.39
⑷齿形系数YFa12.65
YFa22.20
⑸应力修正系数Ysa11.58Ysa21.76
乙2
80.39
YFa1
2.65
丫Fa2
2.20
Ysa1
1.58
YSa2
1.76
21.64
设计及计算过程
（6）弯曲疲劳极限应力及寿命系数
Fiim1420MPaFiim2390MPa
KFN1KFN21
（7）弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1
Kfiim1Flim11420
[F1]420MPa
S1
[F2]KFlim2Flim21390390MPa
S1
（8）弯曲应力
22.057.149104
F12.651.580.700.89
50.963.643
78.68MPa[F1]
F278.682.201.7672.76MPa[F2]
2.651.58
结论：
强度足够
2.4结构设计
大齿轮为自由锻结构，小齿轮为自由锻。
Flim1
Flim2
420MPa
390MPa
S=1
[F1]420MPa
[F2]390MPa
F1[F1]
F2[F2]
设计及计算过程
五、轴的设计
'、初步计算轴径
先按式10—2初步估算轴的最小直径。
选取材料为45钢、调制处理。
输出轴与齿轮连接段，根据表
10—2，取c118，于是得
|pJ133
dm.C331183““35.06mm
n350.67
轴与齿轮连接，有一个键槽，轴径应增加3%~5%，于是得
d2（13%）dmin36.11mm
输出轴与联轴器连接段，根据表10-2，取C=107,于是得
dmin
31.33
'■50.67
31.79mm
轴的计算和
有关公式皆
引自〈〈机械设
计》第
137~151页
轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%~5%，于是得
d6（13%）dmin32.75mm
d35mm
以轴与齿轮连接段的最小轴径作为设计基准，尽量满足联轴器段的最小轴径要求。
所以取
II
d248mmd635mm
设计及计算过程
、轴的结构设计
1、输出轴的初步设计如下图
（1）装配方案是：
左端:
大齿轮、挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从大齿轮向左安装；
右端:
挡油板、右端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器依次从挡油板向右安装。
（2）轴的径向尺寸：
当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（3~8）mm，否则可取（1~3）mm。
（3）轴的轴向尺寸：
轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。
轴的端面与零件端面应留有距离L,以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（1~3）mm。
轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离1~3mm，
靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。
2、中间轴的初步设计如下图
0
/r
5
—r
匕
C
1
（1）装配方案是：
左端：
小齿轮、挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从小齿轮向左安装；
右端：
大齿轮、挡油板、右端轴承、调整垫片、端盖依次从大齿轮向右安装。
（2）尺寸设计准则同输出轴。
3、输入轴的初步设计如下图
（1）装配方案是：
左端：
挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从挡油板向左安装。
右端：
挡油板、右端轴承、调整垫片、透盖、密封圈、联轴器依次从挡油板向右安装；
（2）尺寸设计准则同输出轴。
三、输出轴的弯扭合成强度计算
由输出轴轴承处轴的直径d=45mm,查《机械设计指导手册》得到
应使用轴承型号为30209E,D=85mm,B=19mm。
设计及计算过程
1、计算齿轮受力：
螺旋角：
8.11
分度圆直径：
d3沁213
coscos8.11
63.64mm
d4
Z4mn
783
8.11
宀彳63.64mm
d4225.89mm
2、
4、
cos
cos8.11
236.36mm
大齿轮受力：
转矩：
T2=70770Nmm
圆周力:
径向力:
轴向力:
计算轴承反力
水平面：
R1
Ft
Fr
Fa
2T2
d3
Fttan
cos
Fttan
2-707702224.07N
63.64
2224.°7t
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