1、机械设计课程设计胶带输送机传送装置减速器说明书分 院： 机电与能源工程分院专业班级： 机械设计制造及其自动化094班姓 名： 学 号： 指导老师： 日 期： 2012 年4月2目 录一、设计任务3二、分析4三、设计内容5（一)传动装置总体设置5（二）齿轮的设计7（三）轴的设计16（四）轴承的校核27（五）键连接强度校核28四、设计小结29五、参考文献329一、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%。
2、选择组数据原始数据编号 I07输送带工作拉力 F(N) 2500输送带速度(m/s) 1.6卷筒直径(mm) 4504二、分析1、题目分析根据题目，此胶带输送机每日工作16小时，载荷平稳，空载起动，无需考虑起动力矩。在室内工作，因此，结构不能太大。有粉尘，采用闭式结构，密封要求较高。使用期限十年，大修期限三年，在大修期时更换滚动轴承等零部件。使用期限较长。在中等规模机械厂小批生产。2、传动方案的拟定根据以上的条件，决定采用普通齿轮传动。因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优点。因为有较大的传动比，采用两级闭式齿轮传动。考虑工况，要求箱体的长度较小，因此采用二级展开式圆柱齿轮传动
3、。3、传动装置运动简图如下图: 5三、设计内容6设计内容 计算及说明 备注（一）传动装置的运动和动力参数计算选择电动机1、选择电动机类型确定电动机2功率确定电动机3转速按已知条件和工作要求选用 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相Y异步电动机 10wFvPKW式中， ， ，25WFN.6ms0.94w4.2100.9wVp电动机的输出功率 按如下公式计算oPwopk式中， 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。由公式计算 式中， 为电动机和 I 轴之间联轴器的效率；32crgc为一对滚动轴承的效率； 为一对齿轮的效率； 为 轴和工作轴之r c间联轴器的效率，由118 页表 得 ， ，24=0.9
4、2c=.95r。=0.96g32 320.9.5.6.0.8crgc故 046.78.wpkkw因载荷平稳，电动机额定功率 只需略大于 即可。按 1327 页中表mPo系列电动机技术数据，选电动机的额定功率 为8169Y mP5.pkw确定电动机转速3卷筒轴作为工作轴，其转速为：446101.7.9inD50wwvnr传动装置总传动比：按111 页中表 推荐的各传动机构传动比的范围：2两级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围为 ，可见电动机转速的840gi0p4.78kw5.mkn67.91ir7计算传动装2、置的总传动比和分配各级传动比传动装置总1传动比分配传动装2置各传动比计算传动装3、置的运动
5、和动力参数各轴转速计1算各轴输入功2率计算可选范围为 (840)67.91543.28716.4/minwni r符合这一范围的同步转速有 、 ，为减少电动机的rmin0ri重量和价格，由1327 页中表 选常用的同步转速为 的50ri系列电动机 ，其满载转速为 。Y1324S14inmr02.67.91mwni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，即各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取 ，式中 、 分别.316f siifis为减速器高速级和低速级的传动比。取 解1.3fsi2.4013si5.2fi计算传动装置的运动和动力参数由120 页式 已知 ， ， ，260=i
6、5.2fi 4.0si 1wi各轴转速计算 040minmnri 127.9i5.i 46.in.0nri 79.mi1wi各轴输入功率计算由121 页中式 24.78opk140minri21.s405.fi8各轴输入转3矩计算（二）齿轮的设计一）减速器的高速级齿轮传动设计选定齿轮类型、1、精度等级、材料4.78092.54.72ocrp kw.61rg513r k4.30924wrpw各轴输入转矩计算由121 页中式 804.795031.0omPTNmn.2.p 4.519507.039PTNmn .6. 4.295059.17wWpTNmn轴名参数 电动机轴 轴 轴 轴 工作轴转速 m
7、inr1440 1440 274.29 67.9 67.9功率 Pkw4.78 4.72 4.51 4.31 4.26转 矩 TNm31.70 31.30 157.03 606.19 599.16传动比 i15.25 4.04 1效率 0.987 0.955 0.955 0.992选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动。19及齿数按齿面接触2、强度计算输送机为一般工作机器，速度不高，故选用八级精度。2材料选择。由 2191 页中表 选择小齿轮材料为 Cr（调质） ，硬31040度为 ，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 ，二者材料硬80HBS2HBS度差为 。4选小齿轮齿
8、数 ，大齿轮齿数124Z25.16Z按齿面接触强度计算由如下设计计算公式进行试算，即21312.EtdHKTu确定公式内的各计算数值1 试选载荷系数 。1.3t 计算小齿轮传递的转矩554119.09.04.723.10PT Nmn 由2205 页中表 选取齿宽系数 。7=d 由2201 页中表 查得材料的弹性影响系数 。1061289.EaZMP 由2210 页中图 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限2d；大齿轮的接触疲劳强度极限 。lim1HaMPlim250Ha 由如下公式计算应力循环次数916014028301.4hNnjL99275.5式中， 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数
9、； 为齿轮的工作寿命j hL（单位为 ，一年工作 天） 。h30 由2207 页中图 取接触疲劳寿命系数 ；1910.9HNK。2.5HNK 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 ，安全系数 ，得：1 1S101lim0.96540HNKMPaS2li2.52.Hmin.Pa计算2 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdH2 241331 .105.2189.2. 54056EtdHKTZu mm 计算圆周速度 v143.05613.25tdnmss 计算齿宽 及模数bnt143.056.dt1.792tntmmZ 齿高之比 bh齿高 .5.794.254.0nt43061. 计算载荷系数
10、根据 ，八级精度，由2194 页中图 查得动载荷系数3.25vms108。1VK由2195 页表 查得0HFK由2193 页中表 查得使用系数 。21A11按齿根弯曲3、强度计算由2196 页表 查得 ，1041.450HK由2196 页中图 查得 ；3F故载荷系数 。.1.4568AVH 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由如下公式计算得331 .684.054.761ttKdm 计算模数 nm146.781.952dmZ按齿根弯曲强度计算弯曲强度的设计式为132FaSdYKTmZA计算载荷系数。确定公式内的各计算数值1 1.5.4162AVFK 查取齿形系数。由2200 页表 查得 ；
11、01.FaY2.Fa 查取应力校正系数。由2200 页表 查得 ；151.58Sa21.Sa 由2208 页中图 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限02c；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。1FEaMP2380FEaMP 由2206 页中图 取弯曲疲劳寿命系数 ，181.NK20.9FNK 计算弯曲疲劳许用应力设计计算12几何尺寸计4、算(1) 计算中心距(2)计算齿轮宽度二）减速器的低速级齿轮传动设取弯曲疲劳安全系数 ,得 1.4S1085314.29.FNEaaKMP229计算大、小齿轮的 并加以比较FaSY12.6580.132349FaS26FaSY大齿轮的数值大，取大齿轮数据； 4321.6.3
12、01.61.4mm圆整为标准值 m=1.5mm小齿轮齿数 1.785dZ大齿轮齿数 2.36几何尺寸计算计算中心距 1218()50mZa13.54dM26812Z计算齿轮宽度 14dbm取 ，248Bm152齿轮 齿轮 2模数 1.5中心距 a0齿数 Z32 168分度圆直径 d482m13计选定齿轮类型、1、精度等级、材料及齿数按齿面接触2、强度计算齿顶圆直径 ad51m25m齿根圆直径 f4.248.齿宽 B减速器的低速级齿轮传动设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动。1输送机为一般工作机器，速度不高，故选用八级精度。2材料选择。由 2191 页中表 选择小齿轮材料为
13、 Cr（调质） ，硬31040度为 ，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 ，二者材料硬80HBS2HBS度差为 。4选小齿轮齿数 24，大齿轮齿数 ，取 。4.96.Z497Z由如下设计计算公式进行试算，即21332.Et HKTudd按齿面接触强度计算确定公式内的各计算数值1 试选载荷系数 。1.3tK 计算小齿轮传递的转矩55229.0.70PTNmn 由2205 页中表 选取齿宽系数 。1=1d 由2201 页中表 查得材料的弹性影响系数 。061289.EaZMP 由2210 页中图 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限2d；大齿轮的接触疲劳强度极限lim1HaMPlim250
14、Ha 计算应力循环次数8360274.9183=.71hNnjL（ ）45.80.14式中， 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数； 为齿轮的工作寿命j hL（单位为 ，一年工作 天） 。h30 由2207 页中图 取接触疲劳寿命系数 ；1930.95HNK。4.8HNK 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 ，安全系数 ，得1 1S1lim0.956570HNMPa2li2.839HKSmin539Pa计算2 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdH2 252333 .7104.189 53EtdHKTZu.6m 计算圆周速度 v321.056tdns 计算齿宽 及模数bnt37.263
15、.dtm3.054ttmZ 齿高之比 bh齿高 2.5.3056.874t m73617.8415按齿根弯曲3、强度设计 计算载荷系数根据 ，八级精度，由 2194 页中图 查得动载荷系1.053vms108数 。8VK由2195 页表 查得HFK由2193 页中表 查得使用系数 。1021A由2196 页表 查得 ，4.463H由2196 页中图 查得 ；32FK故载荷系数 。1.08.4631.58AVH 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得33.57.2678.231ttKdm 计算模数 nm378.253.64dmZ按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值1弯曲强度的设计式为32F
16、aSndKTYmZA 计算载荷系数。1.08.42153AVF 查取齿形系数。由2200 页表 查得 ；10532.65FaY4.9Fa 查取应力校正系数。由2200 页表 查得 ；31.8Sa41.75Sa 由2208 页中中图 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限02c16几何尺寸计4、算（1）计算中心距(2)计算齿轮宽度；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。350FEaMP4380FEaMP 由2206 页中图 取弯曲疲劳寿命系数 ，18.91NK4.9FNK 计算弯曲疲劳许用应力设计计算2取弯曲疲劳安全系数 ,得 1.4S325FNEaKMP447.86计算大、小齿轮的 并加以比较FaSY30.128
17、FaS4.56FaSY大齿轮的数值大，取大齿轮数据； 5321.5.710.62.34nmm圆整为标准值 .n小齿轮齿数 3785312.ndZ大齿轮齿数 4.0几何尺寸计算计算中心距 34125()19.52mZa3.78ndM415231Z计算齿轮宽度17（三）轴的设计一）第一根轴的设计（高速轴）1、确定轴上的功率、转速和转矩2、确定作用在齿轮上的力3、初步确定轴的最小直径3178dbm取 ，478Bm32齿轮 3 齿轮 4模数 2.5m中心距 a19齿数 Z31分度圆直径 d783齿顶圆直径 a38齿宽 B2m7m高速轴的设计第一根轴的设计确定轴上的功率、转速和转矩已知 ， ， 14.7
18、2Pkw140minnr13.0TNm确定作用在齿轮上的力 18dmz3312.01.04tTFN3tan.tan247.68r0初步确定轴的最小直径先按1101 页中式 5-1，初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。,根据1102 页中，取 ，于是得10C1334.726.34Pdmn高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。为了使所选的轴d -的直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。d -联轴器的计算转矩 ，查2351 页中表 ，考虑到转矩变化ca1ATK14184、轴的结构设5、求轴上的载荷很小，故取 ，则：1.3AKca1.04069.ATNmm按
19、照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查1317 页中表caT，选用 型凸缘联轴器，其公称转矩为 。半联875GY3401N轴器的孔径 故取 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度=30dm =32d -。2L轴的结构设计 半联轴器与轴配合的毂孔长度 ，为保证轴端挡圈只压在半联82Lm轴器上面而不压在轴的端面上，故 段的长度应比 略短一些，现 L取 。=80lm 为满足半联轴器的轴向定位要求， 轴段右端需制出一轴肩，故取 段的直径 。 - 36d 初选深沟球轴承。参照工作要求，并根据 ，查1291 页=40dm 中表 初步选取深沟球轴承 ，其尺寸为81508，故 ；406815dDBm 。=l 根据算
20、得的-段的宽度 为 。l 12Bm 取齿轮距箱体内壁的距离 。半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按 由1217 页中表d 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为861108bh。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径尺70m寸公差为 。19求轴上的载荷计算力 垂直面0F120NVrFM(4.58)4.50r得： 1.3NV231NV207.m206、按弯扭合成应力校核轴的强度水平面0F120NHtFM(48.5.)48.50t得： 13.NH296NH0703.m总弯距 221(5.)(49.5)076.84Nm13TNm 322221()076.8(.1)4.84caMT
21、MPaW选用 45 号钢的 安全1Pa1c21二)第二根轴的设计（中间轴）确定轴上的功1、率、转速和转矩2、确定作用在齿轮上的力3、初步确定轴的最小直径4、轴的结构设计第二根轴的设计确定轴上的功率、转速和转矩已知 ， ， 。24.51Pkw274.9minnr210.7TNm确定作用在齿轮上的力 278dm332157.04.02618tTF N3tan4.6tan5.9r0初步确定轴的最小直径先按1101 页中公式 5-1，初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为钢，调质处理。根据1102 页中，取 ，于是得4Cr 10C2334.51027.9PdCmn中间轴的最小直径下显然是安装轴承处轴的直
22、径 和 。为使所选d 的轴直径 和 与滚动轴承的孔径相适应，故需同时选取滚动轴承的d 型号。参照工作要求并根据 。min28轴的结构计算 选择深沟球轴承，由1291 页中表 深沟球轴承 ，其尺寸为8156209，故 。因安459dDBm=45VIdm 225、求轴上的载荷装齿轮的-段和- 其直径 ，齿轮 3 的齿根50Vdm 圆直径 ， 故采用。371.5fdm 轴段-为轴肩，直径 。 =60 取齿轮 和齿轮 距箱体内壁的距离为 和 ，考虑到箱体的212铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 ，取s。=5s 齿轮的周向定位采用平键连接。按 ，由1 217 页=60Vdm 中表 查
23、得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，861149bh长分别为 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来407m和保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 。求轴上的载荷计算力 3 32157.01.250tan=4.6trTFNd 垂直面230F120NVrFM(68.571.)(751.)5.0rrF得： 13.9NV28NV204.Fm 水平面246、按弯扭合成应力校核轴的强度三）第三根轴的设计及计算（低速轴）1、确定轴上的功率、转速和转矩2、求作用在齿轮上的力3、初步确定轴的最小直径0F120NHttFM(68.571.)(751.)5.0t tF得： 13NH2984NH2VFm22(5604.8
24、)(1537.)16345.Nm2173TN322221()64.(0.7)15.019405caMT MPaW选用 45 号钢的 安全1Pa1c第三根轴的设计确定轴上的功率、转速和转矩已知 ， ， 。34.1Pkw367.9minnr360.19TNm确定作用在齿轮上的力 3dm333260.19.8710tTFN3tan.tan249.r0初步确定轴的最小直径先按1101 页公式 5-1，初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 钢，45调质处理。根据1102 页中，取 ，于是得10C33min4.3.8679Pdm中间轴的最小直径下显然是安装轴承处轴的直径 为使所选的轴直IVd。254、轴的
25、结构设计径 和 与滚动轴承的孔径相适应，故需同时选取滚动轴承的型号。d -参照工作要求并根据 。 min45d联轴器的计算转矩 ，取 ，则：3caATK=1.A3.6097804Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查1317 页中表 ，17选用 型凸缘联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径6GYS，故取 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=45dm=45dm。12L轴的结构设计 为了满足半联轴器的轴向定位要求， 段左端需制出一轴肩，故取 段的直径 ；半联轴器与轴配合的毂孔长度-45dm-，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面12L上，故 段的长度应比 短一些，现取 。L=10l
26、m 初步选择滚动轴承。选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由1291 页中表 选择 深沟球轴承，其尺54dm - 856寸为 。故 。01DB50d - - 取安装齿轮的轴段 的直径 ；齿轮的左端与右边的 - 4m 轴承之间采用套筒定位。齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 ，54dm 由1217 页中表 查得平键截面 ，键槽用键槽铣861160bh刀加工，长为 ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选70m择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为Hr265、求轴上的载荷。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，1609m此处选轴的直径尺寸公差为 。6
27、求轴上的载荷计算力 垂直面0F120NVrFM(65)65r得： 197.NV248.3NV276、按弯扭合成应力校核轴的强度1256087.VNMFNm 水平面0F120NHtFM(56)5t得： 148.3NH2134.97NH2.Fm23(6087.5)(61.5)76.1N19TN322221().(0.9)3.01610.5454caMT MPaW选用 45 号钢的 安全16Pa1c28（四）轴承的校核一）高速轴的轴承寿命校核二）中速轴的轴承寿命校核高速轴的轴承寿命校核1、 初步确定当量动载荷 P，根据公式 ()rafXFY按照2321 页表 13-5，取 X=1，Y=0。表 13-
28、6，取 。1Pf221354.96.013.5PrfFN2、 确定轴承应有的基本额定动载荷值 C，根据公式 610hnLP对于球轴承， 。336 6042831012.56589.3hnLCP N 根据1291 页，取深沟球轴承 6008 基本动载荷 .7rCk1589.037Nk所以选择一对 6008 轴承合适。中速轴的轴承寿命校核1、初步确定当量动载荷 P，根据公式 ()rafXFY按照2321 页表 13-5，取 X=1，Y=0。表 13-6，取 。1Pf22108.95.743.5PrfFN2、 确定轴承应有的基本额定动载荷值 C，根据公式 601hnLP对于球轴承， 。336 602
29、74.9831015. 294hnLCP N 根据1291 页，取深沟球轴承 6209 基本动载荷 .5rCk29143.Nk所以选择一对 6209 轴承合适。29三）低速轴的轴承寿命校核（五）键连接强度校核。低速轴的轴承寿命校核1、初步确定当量动载荷 P，根据公式 ()rafXFY按照2321 页表 13-5，取 X=1，Y=0。表 13-6，取 。1Pf22197.548.037.59PrfFN2、确定轴承应有的基本额定动载荷值 C，根据2319 页公式 13-6，610hnLP对于球轴承， 。336 607.928310271.55739.4hnLCP N 根据1291 页，取深沟球轴承
30、 6208 基本动载荷 .rCk15739.04Nk所以选择一对 6010 轴承合适。键连接强度校核普通平键连接的强度条件为 3210PPTkld公式中：T 为传递转矩；为键与轮毂键槽的接触高度， ， 为键的高度；k.5h为键的工作长度；l为轴的直径d为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压力，见2106 页P表 6-2.根据公式，得键 1：33210.105.582PTMPakld键 2：337.9.9Pl30四、设计小结机械设计课程设计是机制专业的主要课程之一，它要求学生能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基
31、础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的设计时间里，我们不仅对机械设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。第一，设计过程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字，最后往往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作
32、中一般占较大的比重。第二，我们不能死套教材，教材中给出的一些例题或设计结果，通常只是为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案。所以我们必须要学会查阅各种书籍和手册，利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉的新产品。因此，全力追索不断增殖的设计能力才是学习机械设计的中心思想。第三，创新是一个民族的灵魂，是我们国家兴旺发达的不竭动力。创新在机械设计过程当中体现的更是淋漓尽致，我们所设计出来的东西必须得超过以前的才具有社会实用价值，因此我们首先要有敢于突破束缚、突破惯例和大胆否定现有的一些东西，同时也要有宽广而坚实的基础知识和创新思维与细心观察的能力。虽然在这次的设计过程当中大部分都是参照教材所设计，只有小部分是通过自己创新所形成，但在选用各种零部件时是个人根据标准选定的，以使各种零部件组装成最好的一个减速器。因此也体现了创新的思想。五、参考文献1 陈秀宁、施高义 机械设计课程设计 第三版 浙江大学出版社 20072 濮良贵、纪名刚 机械设计 第八版 高等教育出版社 206键 3：3321057.10.94PTMPakld键 4：336.6.Pl键 5：33210.1904.5PTPakld根据2106 页表 6-2， 取 100120MPaP所以五个键均满足要求。
