1、1武汉工 程大学机械 设计 课程设 计说明 书课题名称：带式 运输机 传动装 置的设 计专业班级：机械 电子工 程学生学号：1 0 0 3 1 2 0 2 1 5学生姓名：学生成绩：指导老师：徐建 生课题工作时间：2 0 1 2 . 1 2 . 2 4至2 0 1 3 . 1 . 1 12目录第一 章 传动 装置的 总体设 计 . 1第二 章 传动 零件的 设计计 算 . . 5第三 章 轴的 设计 . . . . 1 6第四 章 减速 箱体及 其附件 的设计 2 2参考 资料 . . 2 31计算 及说明 结果第一章 传动装置的总体设 计一、 拟定传动 方案根据传动装置的要求1.输送带由电机
2、驱动。电机转动，经传动装置带动输送带移动。按整机布置，要求机电轴与工作击鼓轮轴平行，要求有过载保护。2.使用寿命为 5 年，大修期 3 年。3.工作条件：每日两班制工作，工作时连续单项运转。载荷平稳。4.允许输送带速度偏差为 5%5.工作及效率为 0.95.6.按小批量生产规模设计。7.鼓轮直径 D=360mm ， 输送带速度 v=0.84m/s ， 输出转 矩T=390Nm初选三种三级传动方案，如下：方案（ a ）方案（ b ）2方案 (c)1 ）系统方案总体评价方案 （ a ） 成本相对较高 。 方案 （ c ） 结构较复杂 。 方案 (b)中，若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以
3、缩小，结构简单，总传动比大。因此，在两个方案比较下，方案（ b ）比较合理。2 ）最终确定方案（ b ） ，结构如图。两级圆柱齿轮传动该方案的优点 ： 该工作机有轻微振动 ， 由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。
4、总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。确定传动方案 :减速器的类型为二级展开式圆柱齿轮减速器3二、 电动机选 择1.电动机类型和结构型式选择由工作条件 ， 一般选用 Y 系列三相交流异步电动机 ，结构为卧式封闭结构。2.电动机容量的选择卷筒转速6 0 1 0 0 0 4 4 . 6 / m i nwvn rD= 工作机所需功率= T n =1.8kw9550wwP设计方案的总效率 3 21 2 3 4 5 = 式中 ， .21 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书 1 表 2-4查得：V 带传动 1 0
5、 . 9 6 = ， 滚动轴承 2 0 . 9 9 = ， 圆柱直齿轮传动 3 0.97 = ，弹性联轴器 4 0.99 = ；工作机 5 0 . 9 5 = ；则 3 20 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 5 0 . 8 2 4 = =故电动机总功率 2.18Wd PP k w= =查表得： 2 . 2e dP k w=3.电动机转速的选择初选为同步转速为 1500r/min的电动机4.电动机型号的确定由表 12-12查出电动机型号为 Y100L1-4,其额定功率为 2.2kw， 满载转 速1420r/min。基本符合题目所需的要求。n=44.6r/m
6、in =0.8242.18kwd =2. 2e dP k w=电动机型号Y100L1-4n0 =1420r/min4mwn 14201. 31.84n 44.6ai = 总 传 动 比 ： 2.传动系统的传动比取 V 带传动比 0 2 . 7i =二级减速箱的传动比 03 1 . 8 4 1 1 . 7 92 . 7aiii= = =由于减速箱是展开式布置，所以 i 1 1.3i2故 i 1 =3.92， i 2 =3.01。四、 传动装置 的运动和 动力参数1.各轴的转速电动机转轴速度 n0=1420r/min高速轴 I0101 4 2 0 5 2 5 . 9 / m i n2 . 7nn
7、ri= = =中间轴 II121525.9 134.2 / m i n3.92nn ri= = =低速轴 III232134.2 44.6 / m i n3.01nn ri= = =工作机 n4=44.6r/min。2.各轴的运动和动力参数轴名效率 P(KW) 转矩 T( mN ) 转速 n（ r/min）传动比 i效率 输入 输出 输入 输出电机轴2.2 14.8 14202.7 0.96轴1 2.112 2.09 38.4 37.97 525.93.92 0.97轴2 2.027 2.007 144.2 142.8 134.23.01 0.97轴3 1.947 1.927 416.9 41
8、2.7 44.61 0.99工作轴1.91 1.812 408.5 388.1 44.63 1 . 8 4ai 5第二章 传动零件的设计计 算一、 V 带传 动的设计 计算1.已知条件传递的额定功率 P=2.2kw；小带轮转速大带轮转速2.设计内容选择带的型号确定基准长度根数中心距基准直径以及结构尺寸初拉力和压轴力。3.设计步骤：1 ）确定计算功率此输送机每日两班制工作，由书 P156表 8-7查得，工作情况系数 1.1AK =计算功率2 . 2 1 . 1 2 . 4 2c a AP P K k w= = =2 ）选择 V 带型号根据功率 2.42c aP k w= 和小带轮转速 0 142
9、0 / m i nn r=由书 P150图 8-11选取带的带型为 Z 型3 ）确定带轮的基准直径 dd ，并验算带速 V初选小带轮基准直径根 据 V 带 的 带 型 由 书 P157选 取 小 带 轮 基 准 直 径1 90dd mm=Pca = 2.42 kw1 90dd mm=6验算带速1 11 90 1420 6.69 /60 1000 60 1000dd nv m s = = = 而带速不宜过高或过低 ， 一般 v 5 30m / s= , 所以带的速度合适。大带轮的基准直径2 1 2.7 90 243d dd i d mm= = =查表 8-8 圆整后取 2 250dd mm=4
10、）确定中心距 a 并选择 V 带的基准长度长根据式 8-201 2 1 2000 . 7 ( ) 2 ( )2 3 8 6 8 0d d d dd d a d dmm a mm+ + 初定中心距 0 450a mm=由式 8-22计算带所需的基准长度( ) ( ) 21 20 0 1 202 14482 4d dd d d d dl a d d mma + + + =由表 8-2选择带的基准长度0 1400dl mm=计算实际中心距00 4262d dl la a mm= + =中心距满足变化范围 : 405 468mm5 ）验算小带轮包角1 2 157.3180 ( ) 158 90d dd
11、 d a= = 包角满足条件6 ）计算带的根数 z单根 V 带所能传达的功率根据 1 1420 / m i nn r= , 1 90dd mm= 和传动比 2.7i =V= 6.69m/sdd2 =250 mmLd0 =1400mma=426mm1 1 5 8 = 7查表 8-4a用插值法求得 0 0.3564P k w=查表 8-4b单根 v 带的传递功率的增量 0 0.03P k w =计算 v 带的根数查表 8-5得包角修正系数 0.942k =查表 8-2得带长修正系数 1.14lk =0 0( )( 0.3564 0.03) 0.942 1.140.415r lP P P K Kk
12、w= + = + =2.42 5.830.415c arPzP= = = .取 z=67 ）计算单根 V 带的初拉力的最小值查表 8-3得Z 带单位长度质量 q=0.06kg/m20 m i n2( 2.5 )( ) 500( 2.5 0.942) 2.42 500 0.06 6.690.942 6 6.6952.5c ak pF qvZ V kN= + = + =8 ）计算带传动的压轴力1m i n( ) 2 ( ) s i n 22 6 52.5 s i n 79=618.4NpF Z F= 9 ）带轮的设计结构Z=68二、 齿轮传动 的设计计 算A:高速级齿轮计算1.材料及热处理：选择大
13、 齿轮材料为 45 钢（正 火处理）硬 度为 200HBS软齿面小齿轮材料为 45 钢（调质处理）硬度为 240HBS软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用 8 级精度初选小齿轮齿数 1 24Z = ，则大齿轮齿数 2 24 3.92 94.08Z = = 取 2 95Z =2.按齿面接触强度设计按下式试算 : 21 131112.32 Etd Hk T u Zdu + 1 ）确定公式内的各计算数值（ 1 ）试选 K 1.3（ 2 ）查表选取尺宽系数 d 1（ 3 ）查表得材料的弹性影响系数12EZ 1 8 9 . 8 M p a（ 4 ）按齿面硬度查表 10-21d得小齿轮的接触疲劳
14、强度极 H l i m 1 630MP a 大齿轮的接触疲劳强度极限 H l i m 2 MP a 560 ；（ 5 ）计算应力循环次数N1 60n1jLn 60 525.9 1 （ 2 8 300 5 ） 7.573 810N2 N1/3.96 1.913 810式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 L n 为齿轮的工作寿命，单位小时9（ 6 ）查表得接触疲劳寿命系数K HN1 0.92； K HN2 0.96（ 7 ）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1 ，安全系数 S 1 ，由式（ 10 12）得 H 1 0.92 630MPa 579.6MPa H 2 0.96 560MPa=53
15、7.6Mp a2 ）计算（ 1 ）试算小齿轮分度圆直径 d1t 21 13113 2412.321.3 3.797 10 3.96 1 189.8 2.321 3.96 537.645.83Etd Hk T u Zdumm + + = =（ 2 ）计算圆周速度1 1 4 5 . 8 3 5 2 5 . 9 1 . 2 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0td nv m s = = = （ 3 ）计算齿宽 b 和宽高比b= d 1t=1 45.83mm=45.83mm114 5 . 8 3 1 . 9 12 4ttdmz= = =h=2.25m t =2.25 1.91mm=4.
16、3mmb/h=45.83/4.3=10.66（ 4 ）计算载荷系数查表 10-2得 1AK =根据 v=1.26m/s,8级精度，由图 10-8查得动载系数 1 . 1 2vK =直齿轮有 1H FK K = = 537.6H MP a =1 45.83td mm=1.26v m s=45.83b mm=1.91n tm mm=4.3h mm=/ 1 0 . 6 6b h =10查表 10-4得 1.452HK =由图 10-13得 1.36FK =故载荷系数： =1 1.12 1 1.452 1.626A V H HK K K K K = =（ 5 ）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得
17、331 1 1.62645.83 49.381.3ttkd d mmk= = =（ 6 ）计算模数 m114 9 . 3 8 2 . 0 62 4dmz= = =3 按齿根弯曲强度设计： 3 1212m null F a S ad FY Y YK Tz 1 ）确定计算参数（ 1 ）由图 10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=560Mpa大齿轮得弯曲疲劳极限强度 F2=530MPa（ 2 ）由表 10-18查得弯曲寿命系数 K FN1=0.85 K FN2=0.88（ 3 ）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.3 F N 1 F 11 K 0.85 560 366.15MpaS 1
18、.3F = = =（ ） F N 2 F 22 K 0.88 530 358.76S 1.3F MP a = = =（ ）（ 4 ）计算载荷系数=1 1.12 1 1.36 1.523A V H HK K K K K = =（ 5 ）查取应力校正系数 Ysa1=1.58； Ysa2=1.785齿形系数 1 22.65, 2.19F a F aY Y= =1 49.38d mm=2 . 0 6m m m=K=1.52311（ 6 ）计算大、小齿轮的并 FSaF a YY 加以比较 1 11 2.65 1.58 0.0114366.15F a S aFY Y = = 2 22 2.19 1.785
19、 0.0109358.76F a S aFY Y = =小齿轮的数值大。4.设计计算4322 1.523 3.797 10 0.0114 1.3171 24m =由于齿轮 模数 m 的大小主 要取决于弯曲强 度所决定的承载能 力，而齿面接触 疲劳强度决定的承 载能力仅与直径有关，综合结果取 m=25.几何尺寸计算：小齿轮齿数11 49.38 24.69 252dz m= = = 大齿轮齿数 2 1 25 3.92 98z z i= = 中心距 a =( 21 ZZ + )m /2=123mm小齿轮分度圆直径 1 1 25 2 50d z m mm= = =大齿轮分度圆直径 2 2 98 2 1
20、96d z m mm= = =齿宽 1 50db d mm= =故 2 1B 50 , 55mm B mm= =B:低速级齿轮计算 ：1.材料及热处理：选择大齿轮材料为 45 钢 （ 正火 ） 硬度为 200HBS软齿面小齿轮材料为 45 钢 （ 调质 ） 硬度为 240HBS软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用 8 级精度1 . 3 1 7m m m=mmm 0.21 =1 25z =2 98z =1 123a mm=1250196d mmd mm=12初选小齿轮齿数 1 24Z = ，则大齿轮齿数 2 24 3.01 72.24Z = = 取 2 73Z =2.按齿面接触强度设计
21、按下式试算 : 21 131112.32 Etd Hk T u Zdu + 1 ）确定公式内的各计算数值（ 1 ）试选 K 1.3（ 2 ）查表选取尺宽系数 d 1（ 3 ）查表得材料的弹性影响系数12EZ 189.8Mpa（ 4 ）按齿面硬度查表 10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极 H l i m 1 630MP a 大齿轮的接触疲劳强度极限 H l i m 2 MP a 560 ；（ 5 ）计算应力循环次数N1 60n1jLn 60 134.2 1 （ 2 8 300 5 ） 1.93 810N2 N1/3.04 6.4 71 0式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数 。 L n 为齿轮
22、的工作寿命，单位小时（ 6 ）查表得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.96； KHN2 0.99（ 7 ）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1 ，安全系数 S 1 ，由式（ 10 12）得 H1 0.96 630MPa 604.8MPa H2 0.99 560MPa=554.4Mp a2 ）计算（ 1 ）试算小齿轮分度圆直径 d1t13 21 13113 2412.321.3 14.28 10 3.04 1 189.8 2.321 3.04 554.471.21Etd Hk T u Zdumm + + = =（ 2 ）计算圆周速度1 1 7 1 . 2 1 1 3 4 . 2 0 . 5 /6
23、0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0td nV m s = = = （ 3 ）计算齿宽 b 和宽高比b= d 1t=1 71.21mm=71.21mm117 1 . 2 1 2 . 9 6 72 4ttdmz= = =h=2.25mt =2.25 2.967mm=6.676mmb/h=71.21/6.676=10.667（ 4 ）计算载荷系数查表 10-2得 AK =1根据 v=0.5m/s,8级精度，由图 10-8查得动载系数 vK =1.03；直齿轮有 1H FK K = =查表 10-4得 1.46HK =由图 10-13得 1.38FK =故载荷系数： 1.504A V H HK
24、 K K K K = =（ 5 ）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得331 1 1.50471.21 74.761.3ttkd d mmk= = =（ 6 ）计算模数 m117 4 . 7 6 3 . 12 4dmz= = =3 7 1 . 2 1td m m=0.5 /v m s=7 1 . 2 1b m m=6 . 6 7 6h m m=1 . 5 0 4K =3.1m mm=143 按齿根弯曲强度设计： 3 1212m null F a S ad FY Y YK Tz 1 ）确定计算参数（ 1 ）由图 10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=560Mpa大齿轮得弯曲疲劳极限
25、强度 F2=530MPa（ 2 ）由表 10-18查得弯曲寿命系数 KFN1=0.92 KFN2=0.96（ 3 ）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.3 F N 1 F 11 K 396.3MpaSF = =（ ） F N 2 F 22 K 0.92 560 391.4S 1.3F MP a = = =（ ）（ 4 ）计算载荷系数1 1.03 1 1.38 1.42A V H HK K K K K = =（ 5 ）查取应力校正系数 Ysa1=1.58； Ysa2=1.756齿形系数 1 22.65, 2.246F a F aY Y= =（ 6 ）计算大、小齿轮的并 FSaFa YY 加以
26、比较 1 11F SaFa YY = 2.65 1.58 0.0106396.3 = 2 22F SaFa YY = 2.246 1.756 0.0101391.4 =小齿轮的数值大。4.设计计算4322 1.42 14.28 10 0.0106 1.951 24m =由于齿轮模 数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的K=1.42m=2.5mm15承载能力 ， 而齿面接触疲劳强度决定的承载能力仅与直径有关，综合结果取 m=2.55.几何尺寸计算：小齿轮齿数11 74.76 29.92.5dz m= = =取 1 31z =大齿轮齿数 2 1 31 3.01 93z z i= = 中心距 a
27、=( 21 ZZ + )m /2=155mm小齿轮分度圆直径 1 1 31 2.5 77.5d z m mm= = =大齿轮分度圆直径 2 2 93 2.5 232.5d z m mm= = =齿宽 1 75db d mm= =故 2 1B 75 , 80mm B mm= =三、验算误差1 2 3 2.78 3.92 3 1 32.691420 31.8644.632.69 31.86 2.6% 5%31.86mwi i i inini ii = = = = = = = = =+ +故可知其安全五、 中间轴 轴承 较核计算轴承上受到的力2 2 2 22 3 8 5 1 3 9 2 3 8 9r
28、 B VB HBF F F N= + = + =2 2 2 22927 891 3060r A V A H AF F F N= + = + =轴承 只受到径 向力，没 有轴向 力，计算 当量动载 荷 P ，根据公式 13-8a)( trp YFX FfP +=22取 1.1, 1pf X= = ，则 1.1 3060 3366P N= =查表得轴承 6207 的额定动载荷为 C=19.8KN计算寿命363610=60 n10 19.8 60 130.1 3.3726075 5.4hCLPh = = = 年 5年故满足要求六、 键强度的 校核中 间 轴 上 ， 高 速 级 大 齿 轮 段 所 用
29、 键 的 尺 寸 结 构 为12 8 32b h L mm mm mm = ，低速 级小齿轮轴 段所选键的尺寸 为 1 2 8 4 5b h L m m m m m m = ，由于 是同一根轴上的键 ， 他们传递的转矩相同 ， 所以只需校核短的键即可 。即 12 8 32b h L mm mm mm = ， 轴段 1 35d mm= ， 键的工作长度 32 8 24l mm= = 键的接触高度 h=8mm，传递的转矩2 148.6T N mm= ，键静连接时的许用应力 MP aP 100= 。 3212 2 148.6 10 44.3d l h 35 8 24P PT MP a = = = 所
30、以，键连接强度足够。第四章 减速箱体及其附件 的设计一、 箱体尺寸机座壁厚 8 mm =机盖壁厚 1 8 mm =机座凸缘厚度 1 2b mm=23机盖凸缘厚度 1 12b mm=机座底凸缘厚度 2 20b mm=地脚螺钉直径 20fd mm=地脚螺钉数目 4n =轴承旁联接螺栓直径 1 16d mm=机盖与机座连接螺栓直径 2 10d mm=轴承端盖螺钉直径 3 6, 8 , 8 n=4d mm=窥视孔盖螺钉直径 4 8d mm=定位销直径 8d mm=二、 联轴器的 选择选用弹性联轴器，轴径 d=42mmJ1 型轴孔 L=84mm【参考文献】机械设计机械设计基础课程设计 王昆主编 高等教育出版社 1995机械设计课程设计指导书 龚桂义主编 高等教育出版社 1995机械设计课程设计 刘俊龙主编 机械工业出版社 1992机械设计课程设计 黄珊秋主编 机械工业出版社 1999
