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某某带式运输机传动装置设计书传动方案的分析与拟定1设计题目设计某车间零件传送设备的传动装置1）传动布置方案2）已知条件输送带拉力F=8KN 输送带工作速度V=0.9m/s（允许输送带速度误差5%） 滚筒直径D=270mm 滚筒效率=0.96（包括滚筒轴承的效率损失）3）设备工作条件，每日两班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为5%。2课程设计的内容 机械设计课程设计是本门课程的一个重要实践性环节，是高等学校工科有关专业学生第一次较全面的设计训练。本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：1） 设计方案论述。2） 选择电动机。3） 减速器外部传动零件设计（含连轴器选择）。4） 减速器设计。设计减速器的传动零件；对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度；按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度；选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；选择各键，验算输出轴上键连接的强度；选择各配合尺寸处的公差与配合；决定润滑方式，选择润滑剂。5） 绘制减速器的装配图和部分零件工作图。6） 编写设计说明书。电动机的选择1.选择电动机类型 按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。2.选择电动机容量电动机工作效率为（查课程设计，由式13-1得）ghgf工作机所需工作功率（KW）为 传动装置的总效率为（由式2-4得） 按表12-8确定各部分效率为：V带传动效率=0.96，滚动轴承（一对）=0.99，圆柱齿轮传动效率=0.97，联轴器传动效率=0.99，传动滚筒=0.96，得 =0.82 则电动机工作功率为=8.78kW由Y系列电动机技术数据，选取电动机Y160M-4额定功率为11KW3.确定电动机转速 滚筒工作转速 =47.8r/min 总传动比 按表2-1确定各部分传动比，平带传动比，二级圆柱齿轮传动比：总传动比范围=16240，电动机转速范围为 =（16240）63.7=1019.215288r/min 4确定电动机型号 由表19-1查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为Y132S-4， =1460r/min传动装置的运动和动力参数计算1分配传动比 =22.92分配传动装置各级传动比 取V带传动传动比，分配两级圆柱齿轮减速器的传动比，由，得，高速级的传动比=3.12，则低速级的传动比为=2.42 确定分配的合适： =22.7 （i- ）/i=（22.9-22.7）/22.9=0.87%5% （合适）4运动和动力参数计算 1轴（电动机轴） =4.77kw=31.6N.m 2轴（高速轴）=0.950.994.77=4.49kW=89.3N.m 3轴（中间轴） kWN.m 4轴（低速轴） kwN.m5轴（滚筒轴） kw=815.7N.m运动和动力参数的计算结果汇总列出表格（表1） 表1 各轴运动和动力参数轴名功率P/KW转矩T/Nm转速n/(r/min)传动比i电动机轴4.7731.614403高速轴4.4989.34803.74中间轴4.31321128.32.67低速轴4.14823.5481滚筒轴4.10815.748V带传动设计1确定计算功率 查机械设计课本表2-10得工作情况系数，故 1.14.77=5.25kw2选取窄V带带型 根据、小带轮转速，由图2.18确定选用单根窄V带SPZ型。3.确定带轮基准直径由表2-4取主动轮基准直径。从动轮基准直径=验算带的速度 v=5.35m/s25m/s所以带的速度合适。1 确定窄V带的基准长度和传动中心距 根据 0.7()2()，即：198.1R取R2，倒角为C2。2、高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如下图：图3 高速轴（1）各轴段的直径的确定：最小直径，安装v带轮的外伸轴段，25mm ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，定位高度，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=30mm：滚动轴承处轴段，=35mm，轴承代号选取6007，其尺寸为dDB=35mm62mm14mm：过渡轴段，由于高速齿轮传动的线速度小于2m/s，滚动轴承可采用脂润式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，所以=40mm齿轮处轴段：由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为20CrMnTi渗碳淬火：由高速级小齿轮的安装设置，=52mm：轴承装配关系确定，=40mm：滚动轴承处轴段，=35mm （2）各轴段长度的确定：由V带轮的轮孔,确定=90mm：由箱体结构、轴承挡圈、装配关系等确定，=90mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，=16mm：由装配关系、箱体结构等确定，=156mm：由高速级小齿轮宽度=60mm确定，=60mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，=28mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定=14mm（3）细部结构在与v带轮连接处健bh-L=16mm10mm-50mm（t=6mm，=4.3，r=0.250.40mm）；在处采用过盈配合，起到密封作用：滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为参考课程设计查表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径，若a=(0.071)d，ac，取R2，倒角为C2。3、低速轴的结构设计低速轴轴系的结构如下图：图4 低速轴（1） 各轴段直 径的确定：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，=55 ：根据轴承的装配要求确定，=60mm：动轴承处轴段，=65mm。角接触轴承代号选取6013，其尺寸为dDB=65mm100mm18mm：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=70mm：轴环设置要求，=77mm：低速大齿轮轴段，=70mm：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），：=65mm。角接触轴承代号选取6013，其尺寸为dDB=65mm100mm18mm（2）各轴段长度的确定：由连轴器的轴孔宽度确定，：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=70mm：由滚动轴承装配关系确定，=18mm：过渡轴段，=94mm：轴环宽度，=10mm：由低速大齿轮的毂孔宽度确定，=106mm：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，=52mm（3）细部结构设计低速大齿轮处取A键：bh-L=20mm12mm-90mm（t=7.5mm，=4.9mm，r=0.400.60mm）；联轴器处键取C型：bh-L=16mm10mm-90mm (t=6.0，=4.3mm，r=0.250.40)齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合。参考教材查表8-2得：各轴肩处的过渡圆角半径，若70d50 取R2，C2。三）轴的校核（1）高速轴的校核L1=50mm L2=145mm L3=88mm作用在齿轮上的圆周力为：=289.31000/42.1=4242N径向力为=42420.364=1544.2N作用在轴1带轮上的外力：F=5000N 求垂直面的支反力：=(1451544.2)/(50+145)=1148.2N=1544.2-1148.2=396N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：=396145/1000=57.4N.m=1148.250/1000=57.41 N.m求水平面的支承力：由得=1454242/(50+145)=3154.3N=4242-3154.3=1087.8N求并绘制水平面弯矩图：=3154.350/1000=157.72N.m=1087.8145/1000=157.73N.m求F在支点产生的反力：=885000/(50+145)=2256.4N=2256.4+5000=7256.4N求并绘制F力产生的弯矩图：=500088/1000=440N.m=2256.450/1000=112.8N.mF在a处产生的弯矩：=2256.450/1000=112.8N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。=112.8+ =280.6N.m=112.8+=280.6N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）=285.7N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查机械设计课本表6-4得，许用弯曲应力，则：mm因为=25mmd，所以该轴是安全的。3）、弯矩及轴的受力分析图如下：（2）中间轴的校核L1=51mm L2=70mm L3=73mm作用在2、3齿轮上的圆周力：=23211000/157.9=4065.9N =2823.51000/100=16470N径向力：=4065.90.364=1480N=164700.364=5995.1N求垂直面的支反力:=-5995.173+1480(70+73)/(51+70+73)=-1165N=5995.1-1165-1480=3350.1N计算垂直弯矩：=-116551/1000=-59.4N.m=-1165(51+70)/1000-148070/1000=-244.6N.m求水平面的支承力： =4065.9+16470-9194.5=11341.4N2)、计算、绘制水平面弯矩图：=9194.551/1000=469.0N.m=-11341.4(51+70)/1000-1647070/1000=-2525.2N.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑： =472.7N.m=2537N.m求危险截面当量弯矩： 最危险截面当量弯矩为：（取折合系数）=510.4N.m=2544.3N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查机械设计课本表6-4，得，许用弯曲应力，则：mm因为=45mmd，所以该轴是安全的。3）、弯矩及轴的受力分析图如下：（3）低速轴的校核校核该轴和轴承：L1=72mm L2=158mm L3=110mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 2823.51000/270=6100N径向力：=61000.36=2196NF=2000N求垂直面的支反力：1582196/(72+158)= 1508.6mm=2196-1508.6=687.4mm计算垂直弯矩：= =687.4158/1000=108.6N.m=1508.672/1000=108.6N.m求水平面的支承力。=726100/(72+158)= 1909.6N=6100-1909.6=4190.4N计算、绘制水平面弯矩图。= 1909.672/1000=137.5N.mN.m求F在支点产生的反力N=2391.3+5000=7391.3N求并绘制F力产生的弯矩图：=5000158/1000=790N.m=2391.372/1000=172.2N.mF在a处产生的弯矩：N.m求合成弯矩图：=119.78+ =175.2N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）=524.2N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查机械设计课本表6-4，得，许用弯曲应力，则：mm因为=55mmd，所以该轴是安全的。（6）弯矩及轴的受力分析图如下：（八）滚动轴承的选择及校核计算一）中间轴的滚动轴承（1）、深沟球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据=40mm，深沟球轴承选取6008，根据机械设计课本表7-4得：尺寸为dDB=406815mm。（2）、深沟球轴承的校核轴承受力图：暂略1、 先计算轴承1、2的轴向力齿轮2产生的轴向力齿轮3的产生轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 =1043.8N所以轴承2为压紧端 =2430.6N2、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68查表得，故当量动载荷为：3、 验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）300（天）8（小时）=24000h。24000h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。二）高速轴的深沟球轴承（1）、深沟球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取6007，根据表17-5得：尺寸为dDB=356214mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略4、 先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 =1102N所以轴承2为压紧端 =1994N5、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68查表得，故当量动载荷为：6、 验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）300（天）8（小时）=24000h。24000h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。三）低速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取6013，根据表17-5得：尺寸为dDB=6510018mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略7、 先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 所以轴承2为压紧端 8、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68查表得，故当量动载荷为：9、 验算轴承寿命因，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）300（天）8（小时）=24000h。24000h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。（九）键联接的选择及校核计算一）中间轴上键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处的键为1键：bh-L=14mm9mm-50mm（轴深t=5.5mm,毂深=3.8；半径r=0.250.40mm）；标记：键 1450GB/T1096-2003圆头普通平键（A型）；低速级小齿轮处取2键：bh-L=14mm9mm-90mm（轴深t=5.5mm,毂深=3.8；半径r=0.250.40mm）；标记：键1290GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。齿轮轴段d=40mm,键的工作长度为l=L-b=50-14=36mm键的接触高度 k=0.5h=0.59=4.5mm;传递的转矩为：T2=321N/m;由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 （45钢调质），键联接强度足够。二） 高速轴上键的选择与校核由高速轴的细部结构设计，选定：v带轮连接处取键为3键：bh-L=8mm7mm-70mm（t=4mm，=3.3mm，r=0.160.25mm）；标记：键 888GB/T1096-2003圆头普通平键（A型）； 高速轴齿轮处的键为4键：bh-L=16mm10mm-63mm（t=6.0mm，=4.3mm，r=0.250.40mm）；标记：键 1663GB/T1096-2003圆头普通平键（A型）；由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。键的接触高度 k=0.5h=0.5=5mm;传递的转矩为：T1=89.3N/m; 由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 （45钢调质），=（289.31000）/（55263）=10.9MPa键联接强度足够。三）低速轴上键的选择与校核由低速轴的细部结构设计，选定：与联轴器联接处的键为5键：bh-L=16mm10mm-90mm (t=6，=4.3，r=0.250.40)标记：键1690 GB/T1096-2003圆头普通平键（C型）；低速齿轮处的键为6键：bh-L=20mm12mm-90m（t=7.5mm，=4.9mm,r=0.400.60mm）；标记：键 1690 GB/T1096-2003圆头普通平键（A型）；传递的转矩为：T3=823.5Nm; 由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 （45钢调质）由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。因为d=55mm l=L-b=112-16=96mm;键的接触高度 k=0.5h=0.510=5mm;=(2823.51000)/(55596)=62.4Mpa键联接强度足够。(十)减速器机体结构尺寸1、减速器铸造箱体的结构尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸名 称符 号结构尺寸箱座（体）壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖、箱底凸缘的厚度、1 2、1 2、2 0箱座、箱盖上的肋厚 、6.8、6.8轴承旁凸台的高度和半径、40、18轴承盖（即轴承座）的外径88、95、135地脚螺栓直径与数目 、18、4联接螺栓轴承旁联接螺栓直径M14机盖与机座联接螺栓直径12螺栓的间距1 6 0箱座、箱盖联接螺栓直径M12通孔直径1 2沉头孔直径26沉头座直径201 8定位销直径9轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径8吊环螺钉直径10箱体外壁至轴承座端面的距离44大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1 0齿轮端面与箱体内壁的距离10轴承端盖外径336轴承旁联接螺栓距离135(十一) 联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩小于联轴器公