机械设计课程设计设计带式输送机的传动装置

1、设计题目: 设计带式输送机的传动装置传动简图0vdf1234图原始数据:运输带工作拉力 f= 2000 n运输带工作速度 v= 1.7 m/s卷简直径 d= 380 mm工作条件: 常温下连续单向工作，载荷较平稳，寿命8年,每日工作8小时,每年300个工作日。 设计工作量: 1减速器装配图张；零件工作图张；设计说明书份。目 录第一章 设计任务书1第二章 传动装置的总体设计4第一节 拟定传动方案第二节 电动机的选择第三节 计算传动装置运动和动力参数的计算第三章 传动件的设计计算 5第一节 传动带的设计计算第二节 齿轮的设计计算第四章 轴的设计计算14第一节轴径的初算第二节 i轴的设计计算第三节

2、ii轴的设计计算第四节 iii轴的设计计算第五章 联轴器的选择17第六章 减速器附件的选择23第七章 润滑与密封23第八章 设计小结23参考资料目录23第一章 机械设计课程设计任务书一 设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写二 设计任务1. 减速器总装配图一张2. 齿轮、轴零件图各一张3. 设计说明书一份三 设计进度1. 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2. 第二阶段：轴与轴系零件的设计3. 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4. 第四阶

3、段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写第二章 传动装置的总体设计第一节 传动方案的拟定及说明一 、工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱用于螺旋运输机，工作速度不高（v=0.8m/s）,圆周力不大(p=2000n),因而传递的功率也不会太大.由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(8年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。二、传动方案的拟定及说明 根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：优点： (1)、电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的

4、张紧力下，三角皮带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且三角皮带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用皮带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。（2）、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（3）、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点：（1）、

5、皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。（2）、齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。第二节 电动机的选择1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式y系列的电动机。2 电动机容量的选择1） 工作机所需功率pw pwfv/1000=3.54kw2)电动机的输出功率0.867pdpw/=4.0833 电动机转速的选择nd（i1i2in）nw初选为同步转速为1500r/min的电动机无法4电动机型号的确定由表191查出电

6、动机型号为y132s-4,其额定功率为5.5kw，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。 第三节 计算传动装置的运动和动力参数一、传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nwnw85.48i1440/85.48=16.842 合理分配各级传动比因为=2， i，=；得=3.55=2.37二、各轴运动和动力参数轴号功率p/kw转矩t/(nm)转速n/r.传动比i效率电动机轴4.08327.081440i轴3.9252.00720=20.96ii轴3,802179.02202.82=3.550.97i

7、ii轴3.688411.6085.57=2.370.97工作机轴3.651407.4685.57i=10.99第三章 传动件的设计计算第一节 传动带的设计计算带传动的设计和计算1、确定计算功率 pcapca=kapd=1.14.083=4.4913kw式中ka为工作情况系数,查得ka=1.12、选择带型根据pca、n1，查图确定选用a型v带3、选取带轮基准直径dd1、dd2(1)、同教材中表6-3可知，对a型v带其带轮最小基准直径ddmin=75,再参考图6-10选取小带轮基准直径dd1=125mm，则大带轮基准直径dd2=i dd1=2125=250mm，查表后取dd2=250mm(2)、验

8、算带的速度m/s=4.71m/s25-30m/s 带的速度合适4、确定窄v带的基准长度ld和传动中心距a在范围内，初定中心距500mm，所以带长查图选取型带的基准长度1600mm，得实际中心距 5、验算小带轮包角 主动轮上的包角合适6、确定v带根数z因dd1=125mm，带速n1=1440r/min，传动比i=2,查表6-4用内插法求得p0=1.96kw，查表6-5用内插法求得功率增量0.43kw，查表6-6用内插法求得包角修正系数0.96，查表6-2得带长修正系数0.90，则由公式得 =2.2 故选3根带。7、确定带的预紧力查表得q0.1kg/m,单根普通带张紧后的预紧力为 8、计算带轮所受

9、压力fp利用公式查表得500.3mm第二节 齿轮的设计计算一、高速级齿轮传动的设计计算1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数(u=i1=3.55)1） 选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 材料及热处理：选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs.3） 精度等级选用7级精度；4） 试选小齿轮齿数z130，大齿轮齿数z2uz1=106.5，取z2107。2 选取螺旋角。初选螺旋角15按齿面接触强度设计 1） 确定公式内的各计算数值（1） 选系数kt2.0（2） 由图8-15选取区域系数zh2.42（3） 由表8-6选取尺宽系数d1（4） 10.75

10、，20.85，则121.6（5） 由表8-5查得材料的弹性影响系数ze189.8mpa1/2（6） 由图821d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1650mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hlim2550mpa；（7） 由式1013计算应力循环次数n160n1jlh607201（83008）0.83109 n2n1/u0.234109（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数khn10.92；khn20.95（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数s1，由式（1012）得 h10.92650mpa598mpa h20.95550mpa522.5mpa 螺旋角系数z=0.9

11、8 （10）小齿轮的传递转矩：t=52n.m2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1(1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos =1.77d1t=48.17mm 取 d1=49mm(2)计算圆周速度 v=*d1t*n1/60*1000=1.85m/s(3)计算齿宽b及模数mnt mnt =1.58mm 取mnt=1.5b=d d1t = d1t=49mm(4)计算纵向重合度跟齿轮齿数 =0.318z1tand=2.5z1; 取z1=32z2=i z1=113.6; 取z2=114修正螺旋角系数：=arccos(5)计算载荷系数k.由表8-2查得使用系数ka=1,表8-6查得动载系数kv=

12、1.02 =1.32由表8-4查得齿向载荷分布系数：=1.2k=kv=1.39(6)按实际载荷校正分度加圆直径. d1= =48.50mm ;取d1=49mm计算模数mn =mm=1.35，取mn=1.53 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1）由图8-12得：=1.32, 载荷系数k=kv=1.425（2）根据纵向重合度b=2.5，从图查得螺旋角影响系数y0.87（3）计算当量齿数；zv1=z1/ cos=23/cos15=34 zv2=z2/ cos=104/ cos150=121.7（4）由图822c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：fe1=500 mpa 由图822

13、c查得大齿轮弯曲疲劳强度极限：fe2=380mpa（5）由图820查得弯曲疲劳寿命系数：kfn1=0.86, kfn2=0.88（6）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数s=1.4,取失效率为1%，则 f1=330.77 mpa ， f2=257.23mpa （7）查取齿型系数：由表817查得yfa1=2.52；yfa2=2.158（8）查取应力校正系数：由表818查得ysa1=1.662；ysa2=1.82（9）计算大、小齿轮的并加以比较=0.0127 ， =0.0153 大齿轮的数值大。2） 设计计算mn=1.14取mn=1.5 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲

14、疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=34.5mm来计算应有的齿数。于是可得，z1=32。则z2=iz1=1144 几何尺寸计算1） 计算中心距a=111.78mm , a圆整后取112mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=12.133） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=49.1mm , d2=174.91mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1=50mm 齿面接触强度校核二、低速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数(u=i2=2.37)5） 选用斜齿圆柱齿轮传动。6） 材料及

15、热处理：选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs.7） 精度等级选用8级精度；8） 试选小齿轮齿数z330，大齿轮齿数z4i z3=72。9） 选取螺旋角。初选螺旋角152按齿面接触强度设计 d11)确定公式内的各计算数值（1） 已知载荷系数kt2.0（2） 由图选取区域系数zh2.42（3） 由表87选取尺宽系数d1（4） 由图826查得a10.78，a20.82，则aa1a21.6（5） 由表815查得材料的弹性影响系数ze189.8mpa1/2（6） 由图821d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1650mpa；大齿

16、轮的接触疲劳强度极限hlim2550mpa；（7） 由式1013计算应力循环次数n160n1jlh60202.821（83008）2.34108 n2n1/u0.99108（8） 由图819查得接触疲劳寿命系数khn10.94；khn20.98（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数s1，由式（811）得 h10.9600mpa611mpa h20.95550mpa539mpa （10）端面重合度与螺旋角系数为：2) 计算(1)试算小齿轮分度圆直径d3d2t=71.42mm，取 d2=72mm(2)计算圆周速度 v=*d1t*n1/60*1000=0.76m/s(3)计算齿宽b及

17、模数mnt mnt =mm=2.32mmb=d d1t = d1t=72mm修正齿数和螺旋角 =34.77，取z1=35z2=iz1=82.59， 取z4=83(4)计算纵向重合度 =0.318z1tand=2.644(5)计算载荷系数k. v=0.76m/s,kv=1.03 由表8-3查得齿向载荷分布系数：=1.374=1.31由表8-3查得齿间载荷分配系数=1.08k=kv=1.84由图8-15查得 zh=2.44端面重合度 螺旋角系数 (6)按实际载荷校正分度加圆直径. d1= =75.35mm取d1=76mm修正齿数 ，取 z1=37, z2=i z1=87.69, 取z2=88修正螺

18、旋角确定齿宽 =76mm计算模数mn =mm=2.11，取mn=2重新修正一次得 d1=76mm,符合要求。5 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1）载荷系数k=kv=2.19（2）根据纵向重合度b=2.75，从图查得螺旋角影响系数y0.88（3）计算当量齿数；zv1=z1/ cos=37/cos13，174=40.1 zv2=z2/ cos=88/ cos13.174o=95.3（4）由图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：fe1=500 mpa 由图1020c查得大齿轮弯曲疲劳强度极限：fe2=380mpa（5）由图820查得弯曲疲劳寿命系数：kfn1=0.88

19、, kfn2=0.9（6）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数s=1.3 f1=338.46 mpa ， f2=263，08mpa （7）查取齿型系数：由表817查得yfa1=2.41；yfa2=2.21（8）查取应力校正系数：由表818查得ysa1=1.67；ysa2=1.81（9）计算大、小齿轮的并加以比较=0.014 ， =0.013 大齿轮的数值大。2).校核齿根弯曲疲劳强度 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.4mm来计算应有的齿数

20、。4.几何尺寸计算1)计算中心距a=129mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=13.1743)计算大、小齿轮的分度圆直径d1=76mm , d2=181mm4)计算齿轮宽度 b=dd3=76mm5)结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。箱体结构尺寸的选择计算（1） 箱座劈厚：=0.025a+3=（0.025129+3）mm=6.175mm，取=8mm，其中a取低速级的中心距，下同。（2） 箱盖壁厚：=0.85=0.858mm=6.8mm，取=8mm（3） 箱座凸缘厚度b：b=1.5=1.58mm=

21、12mm（4） 箱盖凸缘厚度b：b=1.5=1.58mm=12mm（5） 箱座底凸缘厚度b：b=2.5=2.58mm=20mm（6） 地脚螺栓直径d：d=0.036a+12=（0.036129+12）mm=16.62mm，取d=20mm（7） 直脚螺栓数目n：n=4（8） 轴承旁联接螺栓直径d：d=0.75 d=0.7520mm=15mm，取d=16mm（9） 箱盖与箱座联接螺栓直径d：d=0.55 d=0.5520mm=11mm，取d=12mm（10） 联接螺栓d的间距l：取l=180mm（11） 轴承端盖螺钉直径d：d=0.5 d=0.520mm=10mm,取d=10mm（12） 视孔盖螺

22、钉直径d：d=0.35 d=0.3520mm=7mm，取d=8mm（13） 定位销直径d：d=0.75 d=0.812mm=9.6mm，取d=10mm（14） 外箱壁至轴承座端面距离l：l= c+c+8=（26+24+8）mm=58mm（15） 大齿轮顶圆与内机壁距离：取=10mm（16） 齿轮端面与内机壁距离：取=10mm（17） 箱座肋厚m：m=0.85=0.858mm=6.8mm第四章 轴的设计计算第一节轴径的初算由公式d轴径初算（1）高速轴i：材料为45钢，调质处理，初步计算轴的最小直径，取ao=113d=19.88mm由于轴端开有一个键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取安装

23、大带轮处的最小轴径dmin=21mm。（2）中间轴ii：材料为45钢，调质处理，初步计算轴的最小直径，取ao=113d=30.02mm取安装轴承处轴径dmin=35mm。（3）低速轴iii：材料为45钢，调质处理，初步计算轴的最小直径，取ao=113d=39.61mm由于轴上开有一个键槽, 需增大轴径5%7%.取安装联轴器处轴径dmin=42mm。第二节i轴：(t1=52n.m )一、轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配草图方案2、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度对于选取的单向角接触球轴承7206ac其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7206ac型轴承

24、定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度t=16,高速齿轮轮毂长l=50,则至此,已初步

25、确定了轴的各端直径和长度. 二、滚动轴承选用及寿命校核计算根据工作条件在轴的两端正装两角接触球轴承，初选两个型号均为7306ac(d=30mm,cr=25200n).且ft1=2118n，fr1=ft1tan20/cos14.3=788.54n，fa1=ft1tan14.3=455.25n1、 径向载荷fr1和fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面跟水平面两系，由受力分析可知，fr1v=(fr162fa2d2/2- fp310) / (69+162)=1194nfr2vfrfr1vfp811fr1ft169/(69+162)380fr2ft1fr1962n2、 轴向载荷fa1和fa2fd1

26、=0.68 fr1=852n ， fd2=0.68 fr2=855n因为fd2p1，所以按轴承受力的大小验算。所以轴承符合。二、轴的强度校核计算求作用在轴上的作用力, 如图所示mh fr1157=380157=68.96 n.mmp91fp9185774.72 n.mm a1fa1d/28.82 n.mmv1fp248+fr115732.52 n.mmv1mv1+ m a121.45.34 n.m2 按弯扭合成应力校核轴的强度67.95 n.m72.58 n.m按强度理论公式：=69.54 n.m=83.35满足强度要求。三、键联接强度校核计算（许用挤压应力p=110mpa）6625 p=72

27、.15p满足强度要求第三节ii轴：(t2=179.02 n.m )根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）初选滚动轴承7008ac,则其尺寸为：故用挡油环定位轴承，故段右边有一定位轴肩，故低速级小齿轮与箱体内壁距离为16,与箱体内壁距离为8，故左边挡油环长为24，则（2）低速级小齿轮轮毂为95，即取两齿面的距离为8，即（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故。段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55，故取、各有一定位轴肩，故依次可取（4）计算可得一、滚动轴承选用及寿命校核计算根据工作条件在轴的两端正装两角接触球轴承，初选两个型号均为7306ac(d=30mm,cr=25200n).且

28、ft2=ft1=1342n，fr2=ft2tan20/cos14.3=504n，fa2=ft2tan14.3=342n；ft3=ft4=3203n，fr3=ft3tan20/cos14.8=1206n，fa3=ft3tan14.8=846n ；d2=206.4mm ；d3=80.1mm ；n2=322.67 r/min；n3=322.67 r/min1、 径向载荷fr1和fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面跟水平面两个平面力系，由受力分析可知，fr1v=(fr3143fa3d3/2fa2d2/2fr262) / (62+76)=334nfr2vfr3fr2fr1v385fr1（ft262

29、+ ft3143）/ 219)2471fr2（ft2+ ft3+fr1）2074n2、 轴向载荷fa1和fa2fd1=0.68 fr1=1695n ， fd2=0.68 fr2=1434n因为fd2p1，所以按轴承受力的大小验算。所以轴承符合。二、轴的强度校核计算求作用在轴上的作用力, 如图所示mh3 fr176 187.8n.mmh2fr262128.5 n.mma3fa3 d3/233.84 n.mma2fa2d2/235.29 n.mmv3fr1v7625.38 n.mmv3mv3+ ma359.22 n.mmvfr1v157+ ma3fr38111.408 n.mmvmv+ ma223

30、.886 n.m.按弯扭合成应力校核轴的强度189.5 n.m196.9 n.m129 n.m130 n.m按强度理论公式：合成mca=212.6 n.m=152.76 n.m满足强度要求。三、键联接强度校核计算（许用挤压应力p=110mpa）10845 p=61.9p满足强度要求第四节iii轴：(t3=411.6.8n.m )根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故-段的直径。 查手册99页，选用型弹性柱销联轴器l初选滚动轴承7051ac，则其尺寸为故左边轴承安装处有挡油环，取其长度为20mm，则挡油环右侧用轴肩定位，故可取取齿

31、面与箱体内壁距离轴承座距箱体内壁距离为。用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮，段应略短于轮毂宽度，故取所以取齿轮左侧用轴肩定位，取则，轴换宽度，取。由装配关系可确定计算得，。6、轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键型连接。轴与齿轮连接采用平键，l=70，齿轮轮毂与轴的配合为。同样半联轴器与轴连接，采用键。半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为。一、滚动轴承选用及寿命校核计算根据工作条件在轴的两端装两深沟球轴承，初选两个型号均为6010(d=50mm,co=12800n，cr=16800n).且ft4=ft3=3203n，fr4=ft4tan20/cos14.8=1206n，fa4=ft3tan14.8=846n ； d4=234mm ；n4=108.28 r/min1、载荷fr1和fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面跟水平面两个平面力系，由受力分析可知，fr1v=(fr4137+fa4d4/2) / (137+70)= 1276nfr2vfr4fr1v2fr1（ft4137）/ 20