1、机械设计课程设计说明书带式输送机传动装置设计院系： 机械工程学院 专业: 机械设计制造及其自动化 班级: 机电 BG111 组长: 高全锋 组员: 李博、李雪、魏斌 指导教师: 韩颖烨 完成日期: 2014 年 6 月 20 日 机械设计1目录一、设计任务书 2二、传动方案的确定（如下图） 2三、确定电动机的型号 4四、确定传动装置的总传动比及各级分配 5五、传动零件的设计计算 71普通 V 带传动的设计计算 .72.齿轮传动设计计算 .103 按齿根弯曲疲劳强度设计 134 几何尺寸计算 165 强度校核 .166 主要设计结论 17六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 19七、轴的设计 2
2、0八、轴承的选择 31九、键联接的选择 31十、联轴器得选择和计算 32十一、减速器的润滑方式，牌号及密封件 32十二、课程设计小结 33十三、参考文献 35机械设计2一、设计任务书设计题目：设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器，传动转置如图所示，电动机驱动带传动经单级直齿圆柱齿轮减速器，驱动滚筒回转。已知传动滚筒直径为 D=450mm,滚筒的输送拉力 F=5.5KN，输送带工作速度V=1.4m/s（允许输送带速度误差为5%） 。滚筒效率 =0.96（包括滚筒与轴承德效率损失） 。工作条件:两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用折旧期：8 年；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35；电力
3、：三相交流，电压 380/220V；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。二、传动方案的确定（如下图）采用普通 V 带传动加一级直齿圆柱齿轮传动机械设计32 原始数据带拉力： F=5500N 带速度： v=1.4m/s 滚筒直径： D=450mm滚筒效率 =0.96。允许输送带速度误差为 5%，要求齿轮使用寿命为 8 年，二班工作制；轴承使用寿命 4 年。机械设计4设 计 说 明 书设 计 及 说 明 结 果三、确定电动机的型号1选择电动机类型：选用 Y 系列三相异步电动机。2选择电动机功率运输机主轴上所需要的功率 kWFvpw7
4、.1045传动装置的总效率：21345其中，查课程设计表 2-3，V 带传动的效率 ， 1 96.01深沟球轴承的效率 ， 282圆柱齿轮的效率（精度等级 7） ， 37.3弹性联轴器的效率 ， 4 9.04工作机效率 ， W6W所以： .8396.0.70.9863电动机所需功率： 2kPWd查课程设计156 页的表 12-1，取电动机的额定功率为 11kW。3选择电动机的转速工作机的转速：KWPw7.83.0KWPd29机械设计5min/78.59401.3606rDvnw 根据课程设计第 16 页表 2-3，V 带传动比范围 24，1i单级圆柱齿轮传动比 35，电动机转速范围： ，选择电
5、min/6.1958.3)(42(78.921 rinwd 动机同步转速为 750r/min。查表 19-1，取 Y 系列三相异步电动机的型号为 Y132S-4。电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速nm(r/min)额定转矩 功率因数Y180L-8 11 750 730 1.7 0.77查表 19-2，得电动机得安装及有关尺寸。中心高 H外形尺寸 HDA)C21(L底脚安装尺寸 B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE键公称尺寸Fh132 475(270+210) 315216178 12 3880 108四、确定传动装置的总传动比及各级分配传动装置得总传动比 ：29.178.50w
6、mni取单级圆柱齿轮减速器传动比： ；32iV 带传动比：.7.39121i1计算各轴的输入功率min/78.59rnw29.1i7.32i1机械设计6电动机轴 kWPd28.9轴（高速轴） k91.8.601轴（低速轴） W3.732卷筒 kPw.42计算各轴的转速电动机轴 =mnin/730r轴 min/2.1.1ri轴 i/78.59.32in卷筒 i/rw3计算各轴的转矩电动机轴 mNnPTmdd 4.127308.9590轴 6511轴 mNnPT95.13278.59022卷筒 ww 4.60.54上述数据制表如下：参数轴名输入功率（ ）kW转速（ ）/minr输入转矩（ ）N电动
7、机轴 9.28 730 121.4轴 8.91 221.2 384.68kWP91.832kw.7=mnin/730ri/2.1in/78.592rnmi/.wNTd4.12m68.31NT95.2mw4.160机械设计7（高速轴）轴 （低速轴）8.3 59.78 1325.95卷筒 7.89 59.78 1260.45五、传动零件的设计计算1普通 V 带传动的设计计算 确定计算功率 CPkWKPdAC136.28.91，根据机械设计表 8-8， 1.2AK 选择 V 带型号根据 型选 用由、 B1-8nPca 确定带轮的基准直径 12,d根据机械设计表 8-7 和表 8-9，取小带轮的基准直
8、径为小带轮直径 =160mm，大带轮的直径1d mid5281603.12 验证带速 snvmd /1.6067314.106在 5m/s30m/s 之间。故带的速度合适。 确定 V 带的基准长度和传动中心距 0a初选传动中心距范围为： ，12012dd即 344 1376，初定 =600mm0a0aV 带的基准长度：=160mm1d=528mm2smv/1.6初定 =600mm0a机械设计8maddaL2410638260)()(2121根据机械设计表 8-2，选取带的基准直径长度。 Ld实际中心距： mLad6020 验算主动轮的包角3.5718012ad1208.4故包角合适。 计算 V
9、 带的根数 z0CaLPzK由 ， =160mm，min/731rn1d根据机械设计表 8-4、8-5，查得： kWP159.20kWP2.0根据机械设计表 8-6， 89.aK根据机械设计表 8-2， 021L取 z=6 根。3.5.890)23.159.(6z 计算 V 带的合适初拉力 0F20.1CaPFqvzvK根据机械设计表 8-3，q=0.170kg/m,N57.2.6170.89.52.016350 mL2410a=600mm 8.14Z=6机械设计9 计算作用在轴上的载荷 NzFQ17.32048.1sin57.286sin210 带轮的结构设计（根据机械设计基础课程设计表 5
10、-1） （单位：mm）带轮尺寸小带轮 大带轮槽型 B B基准宽度 db11 11基准线上槽深 minah2.75 2.75基准线下槽深 if 8.7 8.7槽间距 e15 0.315 0.3槽边距 minf9 9轮缘厚 i6 6外径 ad21adah34821adah内径 s 30 30带轮宽度 3B7843ef 73efB带轮结构 实心式 腹板式V 带轮采用铸铁 HT200 制造，其允许的最大圆周速度为 25m/s.直径较小的小带轮采用实心式（图 a） ；中等直径的大带轮采用腹板式（图 b） ；NF57.280Q17.3204机械设计102.齿轮传动设计计算已知条件：直齿圆柱齿轮，小齿轮转速
11、 221.2r/min，输入功率8.91kw， ，由电机驱动，工作寿命 8 年 ，二班制。7.3i1 选择材料及确定需用应力1）选取压力角按图所示的传动方案，选直齿圆柱齿轮，压力角取为 202）选取精度等级带式输送机为一般工作机器，参考机械设计课本表 106，选用 7 级精度。3）材料的选择查表 101 ，选择小齿轮材料为 40Gr （调质） ，齿面硬度280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质） ，齿面硬度 240HBS。4）齿数选择选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取 。241z 8.247.321iz 92z2 按齿面接触疲劳强度设计选 241z8机械设计11(1)确定 t1d由式（101）
12、试计算小齿轮分度圆直径，即3 221)()2HdEHtt uZTK确定公式中的各参数值试选 3.HtmNT84602.19501查表 10-7 选取齿宽系数 1d由图 10-20 查得区域系数 5.2HZ由表 10-5 查得材料的弹性影响系数 218.9MPaE计算接触疲劳强度重合度系数 0011184.29)24/(cosarahzz214.3)1289/(cosar22ahzz72.12/)0tan.(tan890=0.872372.14Z计算接触疲劳许用应力 H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、aHMP601limaHP502lim由式（1015）计算应力循环次
13、数：841.291a214.3a72.18.0z机械设计1281096.5)8301(2.hnjLN8812 174.2/./u由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数 、93.01HNK96.02HN取失效概率为 、安全系数 S=1，由式（1014）计算%MPaSKHNH586093.1lim112.2li22取 和 中较小的作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即1H2。MPa582试计算小齿轮分度圆直径 muZTKdHdEHtt06.92528)4/9( )872.019.(384.1)()33 2211（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 v。smndvt/06.
14、1106294.31齿宽 bmdt 06.92.12) 计算实际载荷系数 HK81096.5N82374.MPaH5812mdt06.921smv/06.1b06.92机械设计13由表 10-2 查的使用系数 1AK根据 ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数smv/06.12.vK齿轮的圆周力。mNbFKNdTtAtt /10/78.906.92.3572.8357./4811查表 10-3 得齿间载荷分配系数 2.1HK由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数 。由此，得到实际载荷系数30.H603.11.2vAHKK3) 按实际载荷系数
15、算的分度园直径及相应的齿mKdHtt 72.983.160.9231 轮模数mm1.427.81zm3 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（107）计算模数，即321)(FdsaFtt zYTKm确定公式中的各参数数值初选 .tNFt2.83571bKtA/190.78N/mm603.1HKmd72.981m=4.11mm机械设计14由式（10-5）计算弯曲疲劳强度重合度系数68.072.15.075.2.0Y计算 Fsa由图 10-17 查得齿形系数 65.21FaY、 23.Fa由图 10-18 查得应力修正系数 8s、 71s由图 10-24c 查得大齿轮和小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为M
16、PaF501lim、 PaF302lim。由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲,91.0,87.21FNFNK疲劳安全系数 4.1S由式（1014）得KFNlimMPaSFF 71.304.158701li1 KFNF 24.92lim20135.7.38651FsaY9.242Fsa因为大齿轮的 大于小齿轮的，所以取 =FsaYFsaY0159.2FsaY1) 试算模数68.0YMPa71.30F4a2F机械设计15mzFYTKdsaFtt6.22410159.68.3.)(3212) 计算圆周速度 vmzd984.63.1snv71.06齿宽 bmd984.31宽高比 b/h67
17、.10.34/ 5)2(*hbcta3)计算实际载荷系数 FK根据以上数据查表得 01.v由下式mNbFKdTtAt /10/93.187984.632.2. ./84/411计算结果，查表得28.14.FHK则 2.1FvAmmFtt74.3对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数 大于齿根弯曲疲m劳强度计算的模数，由于齿轮模数的 大小主要取决于弯曲疲劳强度所mt6.2.741/s0v3.98m6b5.hm102.41tF机械设计16决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 ,并就近圆m74.2整为标准 ，按接触疲劳强度算的分度圆直径 ，算m3 d.981出小齿轮齿数 ，9.32/7
18、.98/1dz取 、 ，取 。1z 12u23z4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mzd93622（2）计算中心距mda234/)9(/)(21 （3）计算齿轮宽度bd1考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 和节省材料，一般b将小齿轮略微加宽（5-10mm）,即小齿轮宽度为 104mm109mm,我们取，大齿轮 。mb107mb925 强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核先计算式（1010）中的各参数)1(23HEdHZuTK由以上计算及查表得 mN84603.1m331z2md91362ma234mb10792机械设计177.3912imd6HZMPazE8.19872.0z31.496
19、872.01936.27.3)(8460.21321HEHdHPaZuiTK 齿面接触疲劳强度满足要求。（2）齿面弯曲疲劳强度校核 213FdsaFFzmYK由以上计算及查表得 51.3.2FaYmNT384601、 、 、 、 、63.1saY72FaY8.s 1z8.0d123218.468.05.605.FdsaFMPazmTK2321295.1068.07.60.FdsFPazmYK6 主要设计结论齿数 、 ，模数 ，压力角 ，中心距31z12z3m02496.31MPaH1F114.81MPa2F109.95MPa机械设计18,齿宽 ， 。小齿轮选用 (调质)，ma234mb107b
20、92Cr40大齿轮选用钢 钢（调质） 。齿轮按 7 级精度设计。5齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)结果名称 代号计算公式小齿轮 大齿轮中心距 a2/)(1d234传动比 i 1zi 3.7齿顶高 ahnam2mm齿根高 ff25.2.5mm全齿高 hafh4.5mm齿数 Z 33 123分度圆直径 dmz99mm 369mm齿顶圆直径 a=aha)2(105mm 375mm齿根圆直径 df czaf 91.5mm361.5mm齿轮宽 b 1d107mm 99mm（4）齿轮结构设计 齿顶圆直径与轴径接近，把小齿轮做成齿轮轴。齿顶圆直径 da500mm，用锻造齿轮。小齿轮采用齿轮轴结
21、构，大齿轮采用腹板式结构。大齿轮尺寸：机械设计19代号 计算公式 结果3Dsd6.11042 )(35.0.(3Do401/2178da mhza)2（ 271df c（ 2620Dna)140(251c 0.20.3b 16六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计根据机械设计课程设计17 页 43-1 经验公式，列出下表：名称 代号 尺寸计算 结果（mm）底座壁厚 0.025a+17.5 12箱盖壁厚 1(0.80.85) 814底座上部凸缘厚度 h0 (1.51.75) 20箱盖凸缘厚度 h1 (1.51.75) 120机械设计20底座下部凸缘厚度 h2 (2.252.75) 30底座加强肋厚
22、度 e (0.81) 12底盖加强肋厚度 e1 (0.80.85) 110地脚螺栓直径 d 10地脚螺栓数目 n 6轴承座联接螺栓直径 d2 0.75d 12箱座与箱盖联接螺栓直径 d3 (0.50.6)d 10轴承盖固定螺钉直径 d4 (0.40.5)d 10(大)、8（小）视孔盖固定螺钉直径 d5 (0.30.4)d 6轴承盖螺钉分布圆直径 D1 D+2.5d4轴承座凸缘端面直径 D2 D1+2.5d4100 120120 160螺栓孔凸缘的配置尺寸 c1c2D0 表 3-2 c1 =22，c 2=20, D0=30地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸 c1c2D0 表 3-3 c1=28, c2=2
23、4,D 0=45箱体内壁与齿轮距离 1.2 12箱体内壁与齿轮端面距离 1 12底座深度 H 0.5da+(3050) 230外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+c2+(510) 37七、轴的设计1高速轴的设计 md39.8机械设计21（1）选择轴的材料：选取 45 号钢，调质，HBS250，根据机械设计表 10-1。（2）初步估算轴的最小直径根据机械设计表 15-3，取 ，120AmnPAd39.72.183310（3）轴的结构设计因为与 V 带联接处有一键槽，所以直径应增大 5%，考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径 ，根据密封件的尺寸，md40in选取装轴承处的轴径为 。50两轴
24、承支点间的距离：+l，112LBB式中： ，小齿轮齿宽， m107，箱体内壁与小齿轮端面的间隙，1 m15，箱体内壁与轴承端面的距离，22，轴承宽度，选取 6010 深沟球轴承，B=16mmBl,轴肩的宽度，l=10mm mL21032017透盖上的轴段长通过查机械设计基础课程设计确定端盖的厚度 30mm,考虑透盖的拆卸及扳手的宽度，取轴段长为 64mm带轮上轴段长通过计算带轮的宽度，确定该段轴段长为 140mm轴承上轴段长根据轴承尺寸，确定为 32mm（4）按弯扭合成应力校核轴的强度mL21机械设计22 轴的计算简图（2） 轴上的载荷载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F NN3861H2
25、NFN14V2弯矩 M mNH3405mM3751NV2总弯矩 61821扭矩 T mN340（3）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应机械设计23力为静应力，取 ,轴的计算应力3.0MPaWTMca 6.55.910)38460(68)( 22212 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1 查得。因此 ，故安全。P6011ca（4）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险轴面截面 A、B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，
26、但由于轴的最小直径是按钮转强度较为宽裕确定的，所以截面 A、B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径比较大，故不必做强度校核。截面 C 虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端） ，而且这里轴的直径最大，故截面 C 不必校核。截面和显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数 33312505010mdW抗扭截面系数 2T截面左侧的
27、弯矩NM140595.873361截面上的扭矩 mNT8401截面上的弯曲应力MPaWb 25.1259MPaca6.531250WmT349MmN8601Pab25.MT391机械设计24截面上的扭转切应力MPaWT39.1525038461轴的材料为 45 钢，调质处理。 机械设计表 15-1 查得aMPaaB 1,27,6401截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计附表 3-2 查取。因 ，经插值后可查得83.15094.50dDdr、。又由机械设计附图 3-1 可得轴的材料的敏性31.,0.2系数为 8.,q故有效应力集中系数按式（机械设计附 3-4）为82.1)0.2
28、(.1)(1 k6358q由机械设计附图 3-2 得尺寸系数 ；又由 机械设计附7.图 3-3 得扭转尺寸系数 。2.0轴按磨削加工，由机械设计附图 3-4 得表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理，即 ，则得综合系数为：1q80.29.067.81kK6.1.82.3得碳钢的特性系数为：取，2.0-11.0取，5 5于是，计算安全系数 Sca 值，则得：82.1bk680.2K6.121.0S机械设计2521.01.86.40.2751 maKS 6.248.705.2.7.11a 5.1387.5222 SSSca故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数 W 按表 15-4 中的公式计算。33
29、37605.910. md抗扭截面系数 3152.92. mdT 弯矩 M 及弯曲应力为：N4059.87361MPaWb 84.7601459扭矩 T1 及扭转切应力为： mNT3601aT5.215384过盈配合处的 ，由机械设计附表 3-8 用插值法求出，并取k，于是得k8.0 56.20.38,20.3k轴按磨削加工，由机械设计附图 3-4 得表面质量系数为：92.故得综合系数为： 25.319.016.3kK62.10S53.7ca3760mW3152TmM409Pab8.1T3460MPaT5.225.3K6.机械设计2662.19.053.21kK所以轴在截面右侧的安全系数为：
30、75.210.89.325.71 maS 9.824.2146.1aK 5.175.9.875.1222 SSSca故该轴在截面右侧的强度也是足够的。2低速轴的设计 选择轴的材料：选择 45 号钢，正火，HBS=250 初步估算轴的最小直径：取 A0=112， mnpAd95.178.531230 轴的结构设计：初定轴径及轴向尺寸：考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，所以直径应增大 15%，取装联轴器处轴 。由工作情md79551. md60in况，根据机械设计基础课程设计159 页表 12-4。选用 HL 型弹性柱销联轴器，型号为 HL5，公称转矩为 2000 ,d=60mm.按轴的结构和N强度
31、要求选取轴承处的轴径 d=70mm，初选轴承型号为 6014 的深沟球轴承，B=20mm。（1） 轴的计算简图75.21S9.875.caS机械设计27（5）轴上的载荷载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F NN5.391H2 NFN1308V2弯矩 M mNH9870mM61NV02总弯矩 31621扭矩 T mN590（3）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应机械设计28力为静应力，取 ,轴的计算应力3.0 MPaaWTMca 25.0751.0)32906(8)(2212 前已
32、选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1 查得。因此 ，故安全。P6011ca（4）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险轴面截面 A、B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按钮转强度较为宽裕确定的，所以截面 A、B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径比较大，故不必做强度校核。截面 C 虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端） ，而且这里
33、轴的直径最大，故截面 C 不必校核。截面和显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数 333407010mdW抗扭截面系数 682T截面左侧的弯矩NM13025.1368截面上的扭矩 mNT12590截面上的弯曲应力MPaWb 79.334Paca25.0340WmT68312MmN590Pab7.3机械设计29截面上的扭转切应力MPaWT3.1925013轴的材料为 45 钢，调质处理。 机械设计表 15-1 查得PaMaPaB 1,27,6401截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计附表
34、 3-2 查取。因 ，经插值后可查得07.15029.7dDdr、。又由机械设计附图 3-1 可得轴的材料的敏性31.,0.2系数为 85.0,q故有效应力集中系数按式（机械设计附 3-4）为82.1)0.2(.1)(1 k6358q由机械设计附图 3-2 得尺寸系数 ；又由 机械设计附7.图 3-3 得扭转尺寸系数 。2.0轴按磨削加工，由机械设计附图 3-4 得表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理，即 ，则得综合系数为：1q80.29.067.81kK6.1.82.3得碳钢的特性系数为：取，2.0-11.0取，5 5于是，计算安全系数 Sca 值，则得：MPaT3.1982.1bk680.2K6.1
