1、1目录目录 1设计原始数据 1第一章 传动装置总体设计方案 11.1 传动方案 .11.2 该方案的优缺点 .1第二章 电动机的选择 32.1 计算过程 .32.1.1 选择电动机类型 32.1.2 选择电动机的容量 32.1.3 确定电动机转速 32.1.4 二级减速器传动比分配 42.1.5 计算各轴转速 42.1.6 计算各轴输入功率、输出功率 52.1.7 计算各轴的输入、输出转矩。 52.2 计算结果 .6第三章 带传动的设计计算 73.1 已知条件和设计内容 .73.2 设计步骤 .73.3 带传动的计算结果 .9第四章 齿轮传动的设计计算 104.1 高速级齿轮传动计算 104.
2、2 低速级齿轮传动计算 14第五章 轴的结构设计 195.1 初步估算轴的直径 .195.2 初选轴承 .195.3 轴的各段直径和轴向尺寸 .205.4 联轴器的选择 .21第六章 轴、轴承及键联接的校核计算 226.1 轴强度的校核计算 .226.1.1 轴的计算简图 226.1.2 弯矩图 226.1.3 扭矩图 236.1.4 校核轴的强度 236.2 键联接选择与强度的校核计算 .24第七章 箱体的结构设计以及润滑密封 257.1 箱体的结构设计 .257.2 轴承的润滑与密封 .26设计小结 27参考文献 281设计原始数据参数 符号 单位 数值滚筒直径 D MM 400运输带速度
3、 V m/s 1.1运输带工作拉力 F N 8000第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动为 V 带传动，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如 1.1 所示。图 1.1 带式输送机传动装置简图 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求轴有较大的刚度。 1.2 该方案的优缺点 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。 2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
4、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。 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。3第二章 电动机的选择 2.1 计算过程 2.1.1 选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.1.2 选择电动机的容量 电动机所需的功率为 kWFvpawd由电动机到运输带的传动总效率为 54231a式中 、 、 、 、 分别为带传动、轴承、齿轮
5、传动、联轴器和卷筒的传动效率。取 0.95（带传动） ， 0.98（角接触球轴承） ，1 20.97（齿轮精度为 7 级） ， 0.99（弹性联轴器） ， 0.96（卷筒效率，3 4 5已知） ，则：=0.83 54231a所以=10.57 adFvpkW根据机械设计手册可选额定功率为 11 kW 的电动机。2.1.3 确定电动机转速 卷筒轴转速为=52.52 Dvn106min/r取 V 带传动的传动比 ，二级圆柱齿轮减速器传动比 ，421 208i则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为 。故电动机转速的可选8016ai范围为 52.52 =840 8403 r/min)806(niad综合
6、考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为 Y160M-4，将总传动比合理分配给 V 带传动和减速器，就得到传动比方案，如表 2.1 所示。4表 2.1 电动机主要技术参数电动机转速 r/min 传动装置的传动比 电动机型号额定功率 kw 满载转速 满载电流电动机重量 kg 总传动比 V 带 减速器Y160M-4 11 1460 22.60 122.00 27.80 3.94 7.05 电动机型号为 Y160M-4，主要外形尺寸见表 2.2。图 2.1 电动机安装参数表 2.2 电动机主要尺寸参数中心高 外形尺寸 底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 装键部位尺
7、寸H LHD AB K DE FG160 605385 254210 15 42110 12372.1.4 二级减速器传动比分配 按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比 ,取 ，得21)5.3(ii214.i3.14 ii4.1所以2.24 12i2.1.5 计算各轴转速轴 370.14 01inmin/r轴 117.84 12ii/5轴 52.52 23inmin/r卷筒轴 52.52 34i/2.1.6 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 = =10.04 KW1Pd轴 = =9.54 KW23轴 = =9.07 KW3卷筒轴 =8.80 KW4 P24各轴输出功率轴 = =9.8
8、4 KW1d2轴 = =9.35 KWP轴 = =8.89 KW32卷筒轴 = =8.62 KW42.1.7 计算各轴的输入、输出转矩。电动机的输出转矩 为dT69.11 mdnpT6105.9N轴输入转矩 258.98 16105.9npTm轴输入转矩 773.29 262. N轴输入转矩 1649.26 363105.9npTm卷筒轴输入转矩 1600.12 464. N6各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 0.98。2.2 计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表 2.3 中。 表 2.3 运动和动力参数计算结果功率 P（kw） 转矩 T（Nm） 转速 n 传动比 效率轴名
9、输入 输出 输入 输出 r/min i 电动机轴 10.57 69.11 1460.00 3.94 0.95 轴 10.04 9.84 258.98 253.80 370.14 3.14 0.95 轴 9.54 9.35 773.29 757.82 117.84 2.24 0.95 轴 9.07 8.89 1649.26 1616.28 52.52 卷筒轴 8.80 8.62 1600.12 1568.11 52.52 1.00 0.97 7第三章 带传动的设计计算3.1 已知条件和设计内容 设计 V 带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率 P；小
10、带轮转速 ；大带轮带轮转速 与传动比1n2ni。3.2 设计步骤（1）确定计算功率 cap查得工作情况系数 KA=1.1。故有：= 11.62 kWcaDAP（2）选择 V 带带型据 和 n 选用 A 带。cap（3）确定带轮的基准直径 并验算带速d1）初选小带轮的基准直径 ，取小带轮直径 =90mm。1d2）验算带速 v，有：106nd=6.88 m/s因为 6.88 m/s 在 5m/s30m/s 之间，故带速合适。3）计算大带轮基准直径 2d360mm 取 =355mm1d2 id 2d（4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L1)初定中心距 a =534mm02)计算带所需的基准长
11、度80212104)()(2addaLd =1800mm选取带的基准长度 =1800mmd3）计算实际中心距534m200dLa中心局变动范围： 507.00 mm15.min588.00 mmda03x（5）验算小带轮上的包角151.56 120 ad.57)(18012（6）计算带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 rP由 90mm 和 1460.00 r/min 查得d0nP =1.07KW据 n =1460.00 r/min，i= 3.944444444 和 A 型带，查得0P =0.17KW0查得 =0.92， =1.01，于是：KL=( + )r0LK=1.15 KW2）计算
12、 V 带根数 z10.09 rcaPpZ故取 11 根。（7）计算单根 V 带的初拉力最小值 min0)(F9查得 A 型带的单位长质量 q=0.1kg/m。所以2min0)5.2()( qvzKPFca=136.60 N应使实际拉力 大于0min0)(（8）计算压轴力 pF压轴力的最小值为：=min)(p2sin)(0az=2913.24 N3.3 带传动的计算结果 把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。 表 3.1 带传动的设计参数带型 A 中心距 534mm小带轮直径 90mm 包角 151.56 大带轮直径 355mm 带长 1800mm带的根数 11 初拉力 136.60 N带速
13、 6.88 m/s 压轴力 2913.24 N10第四章 齿轮传动的设计计算 4.1 高速级齿轮传动计算选用斜齿圆柱齿轮，齿轮 1 材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，齿轮 2材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS。齿轮 1 齿数 17，齿轮 2 齿数 54，初选螺旋角 。14按齿面接触强度：齿轮 1 分度圆直径 3211 2HEdtt ZuTK其中：载荷系数，选 1.6t t齿宽系数，取 1dd端面重合度， ，查得 0.75， 0.84， 212则 1.59齿轮副传动比， 3.14 uu区域系数，查得 2.433HZHZ材料的弹性影响系数，查得 189.8E E21MPa
14、许用接触应力，H21HH查得齿轮 1 接触疲劳强度极限 700 。1lima查得齿轮 2 接触疲劳强度极限 650 。2liHP计算应力循环次数：（设两班制，一年工作 300 天，工作 20 年）hjLnN160 81097.)2308(19.347820.97.11查得接触疲劳寿命系数 0.93， 0.951HNK2HN取失效概率为 ，安全系数 1，得：%1S651Hlim1MPa617.5HN2li2则许用接触应力=634.2521HHPa有71.87 3211HEdtt ZuTKm圆周速度1.54 061nvts/齿宽71.87 tdb1m模数4.10 1cosztnt9.23 ntmh
15、25.7.79 b/纵向重合度1.35 ta318.0zd计算载荷系数 ：K已知使用系数 1；A根据 1.39 ，7 级精度，查得动载系数 1.04；vsm/ vK用插值法查得 7 级精度、齿轮 1 相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数 1.42 ；HK查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数 1.3；F查得齿间载荷分配系数 1.2；H12故载荷系数1.78 HvAK按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 42.27 31ttdm计算模数 ：nm4.25 1coszd按齿根弯曲强度： 321cosFSadn YzKTm计算载荷系数1.62 FvA根据纵向重合度 1.35 ，查得螺旋角影
16、响系数 0.88 Y计算当量齿数18.61 31coszv59.11 32zv查取齿形系数：查得 2.84 ， 2.28 1FaY2Fa查取应力校正系数： 1.54， 1.727SS查得齿轮 1 弯曲疲劳极限 6251FEMP查得齿轮 2 弯曲疲劳极限 6252a取弯曲疲劳寿命系数 0.93， 0.951FNK2FN计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数 1.4，得S415.18 FENF11MPa13424.11 SKFENF22MPa计算齿轮 1 的 并加以比较FaY0.0105 1FSa0.0093 2FSaY齿轮 2 的数值大则有：2.53 321cosFSadn YzKTmm对比计
17、算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲n劳强度计算的法面模数，取模数 3 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满n足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径 71.87 来计算应有1dm的齿数。则有：24.07 24nmdzcos1取 24，则 75.39 751z2几何尺寸计算计算中心距：=153.05 cos21nmza将中心距圆整为 154mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=15.36 azn2arcos1因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ计算齿轮分度圆直径：1474.67 cos1nmzd233.33 2n计算齿轮 1 宽度：74.67 1dbm圆整后
18、取 70 。1B齿轮 2 宽度 65 。24.2 低速级齿轮传动计算选用斜齿圆柱齿轮，齿轮 3 材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，齿轮 4材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS。齿轮 3 齿数 20，齿轮 4 齿数 45，初选螺旋角 。14按齿面接触强度：齿轮 3 分度圆直径 3211 2HEdtt ZuTK其中：载荷系数，选 1.6t t齿宽系数，取 1dd端面重合度， ，查得 0.75， 0.84， 212则 1.59齿轮副传动比， 2.24 uu区域系数，查得 2.433HZHZ材料的弹性影响系数，查得 189.8E E21MPa许用接触应力，H21HH15查得齿轮
19、 3 接触疲劳强度极限 700 。1limHMPa查得齿轮 4 接触疲劳强度极限 650 。2li计算应力循环次数：（设两班制，一年工作 300 天，工作 20 年）hjLnN160 81097.)2308(19.347820.97.查得接触疲劳寿命系数 0.93， 0.951HNK2HN取失效概率为 ，安全系数 1，得：%S651lim11MPa617.5HNH2li2则许用接触应力=634.2521HHPa有106.05 3211HEdtt ZuTKm圆周速度0.65 061nvts/齿宽106.05 tdb1m模数5.14 1cosztnt11.58 ntmh25.9.16 b/纵向重合
20、度1.59 ta318.0zd计算载荷系数 ：K已知使用系数 1；A16根据 0.65 ，7 级精度，查得动载系数 1.01；vsm/ vK用插值法查得 7 级精度、齿轮 3 相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数 1.43 ；HK查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数 1.3；F查得齿间载荷分配系数 1.1；H故载荷系数1.59 vAK按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 105.85 31ttdm计算模数 ：nm5.14 1coszd按齿根弯曲强度： 321cosFSadn YzKTm计算载荷系数1.44 FvA根据纵向重合度 1.59 ，查得螺旋角影响系数 0.88 Y计算当量
21、齿数21.89 31coszv49.26 32zv查取齿形系数：查得 2.72 ， 2.33 1FaY2Fa查取应力校正系数： 1.57， 1.696SS查得齿轮 3 弯曲疲劳极限 6251FEMP17查得齿轮 4 弯曲疲劳极限 6252FEMPa取弯曲疲劳寿命系数 0.93， 0.951NK2N计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数 1.4，得S415.18 FENF11Pa424.11 K22M计算齿轮 3 的 并加以比较FSaY0.0103 1FSa0.0093 2FSaY齿轮 4 的数值大则有：3.10 321cosFSadn YzKTmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模
22、数 大于由齿根弯曲疲n劳强度计算的法面模数，取模数 4 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满n足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径 106.05 来计算应有1dm的齿数。则有：25.68 26nmdzcos1取 26，则 58.33 581z2几何尺寸计算计算中心距：=173.14 cos21nmza18将中心距圆整为 174mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=15.09 amzn2arcos1因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ计算齿轮分度圆直径：107.7142857cos1nzd240.28571432nm计算齿轮 3 宽度：107.71428571db圆整后取 11
23、0 。1Bm齿轮 4 宽度 105 。2表 4.1 各齿轮主要参数高速级 低速级名称 代号 单位小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮中心距 a mm 154 174传动比 i 3.14 2.24 模数 mn mm 3 4螺旋角 15.36 15.09 端面压力角 a 20 20啮合角 a 20 20齿数 z 24 75 26 58分度圆直径 d mm 74.67 233.33 107.71 240.29 齿顶圆直径 da mm 80.67 239.33 115.71 248.29 齿根圆直径 df mm 67.17 225.83 97.71 230.29 齿宽 b mm 70 65 110 105螺
24、旋角方向 左旋 右旋 右旋 左旋材料 40Cr（调质） 45 钢（调质） 40Cr（调质） 45 钢（调质）19齿面硬度 HBS 280 240 280 240第五章 轴的结构设计 5.1 初步估算轴的直径 在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受纯扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为 mnPAd3式中：P轴所传递的功率，kW； n轴的转速，r/min； A由轴的许用切应力所确定的系数。 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢,调质处理，查得 A=103126 则轴 33.05 131nPAdm轴 47.59 232轴 61.26
25、33nPAdm各轴分别圆整为 d1=40 mm，d2=50 mm，d3=60 mm。 5.2 初选轴承 轴选轴承为：7009C； 轴选轴承为：7011C； 轴选轴承为：7012C。 所选轴承的主要参数见表 5.1。20图 5.1 轴承参数表 5.1 所选轴承的主要参数基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定 /kN 轴承代号 d D B d a D a 动载荷 Cr静载荷C0ramm7006AC 45 75 16 51 69 25.8 20.5 167007AC 55 90 18 62 83 37.2 30.5 18.77011AC 60 95 18 67 88 38.2 32.8 19.45
26、.3 轴的各段直径和轴向尺寸 轴的各段参数如图 5.2 所示；轴的各段参数如图 5.3 所示；轴的各段参数如图 5.4图 5.2 轴 121图 5.3 轴 2图 5.4 轴 35.4 联轴器的选择 由于设计的减速器伸出轴 55 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联Dm接表 5-2-4 选取联轴器：主动端：J 型轴孔、A 型键槽、 55 、 84dLm从动端：J 1型轴孔、A 型键槽、 55 、 84 选取的联轴器为：YL11 GB/T58438451J22第六章 轴、轴承及键联接的校核计算 由于低速轴上的所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。 6.1 轴强度的校核计算
27、6.1.1 轴的计算简图 轴的结构如图 6.1 所示。可以把该简化为如图 6.2 所示的简图。由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。图 6.1 低速轴的各段尺寸18 227.5 149.6图 6.2 轴的计算简图236.1.2 弯矩图 根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩 MV 图（图 6.3） 。已知 =1649.26 ， =1616.28 ，齿轮分度圆直径TmNTmNTd=107.71 mm，则6863.76 N10dFr4600.99 N231lrNV345.07 1FMm18 75 152.5 149.6图 6.3 轴的载荷分析图246.1.3 扭矩图 扭
28、矩图如图 6.3 所示。 6.1.4 校核轴的强度取 0.3，查得 60MPa，t=7.5mm。1-29460.71 dW2t)b(-33m)()(4)( 1-222WTMTca所以20.48 MPa 60MPaca1-故该轴满足强度要求。6.2 键联接选择与强度的校核计算轴 3 上的键选择的型号为键 2099 GB/T1096键的工作长度为 l=L-b=99-20=79mm，轮毂键槽的接触高度为 k=h/2=6mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得 150MPa，则其挤压强度p103.86 MPa 150MPakldTp3102p满足前度要求。25第七章 箱体的结构设计以及润滑密封7.
29、1 箱体的结构设计箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距 a 来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表 7.1 箱体的结构设计名称 符号 单位 尺寸机座、机盖壁厚 mm 8机座、机盖凸缘厚度 1bmm 12底座凸缘厚度 2mm 20地脚螺钉直径 fdmm 16轴承旁凸台半径 1Rmm 16轴承座端面到内壁的距离 2lmm 52齿轮端面到内壁的距离 mm 1526轴承旁联接螺栓直径 1dmm 12机盖机座联
30、接螺栓直径 2mm 8轴承端盖螺钉直径 3mm 87.2 轴承的润滑与密封由于各轴的转速较快，因此润滑方式选择为飞溅润滑，即利用齿轮溅起的油雾进入轴承室，或者将溅到箱体内壁上的油汇集到输油沟中，再流入轴承室进行润滑。密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈 58 JB/TQ460627设计小结 这次关于带式运输机上的二级展开式圆柱斜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。通过设计实
31、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。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。28参考文献 1 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 8 版. 北京：高等教育出版社，2006.5 2 机械设计手册编委会. 机械设计手册（第 1 卷、第 2 卷、第 3 卷）（新版）北京机械工业出版社，2004 3 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7 版. 北京：高等教育出版社，1997.7
