机械基础课程设计带式运输机传动装置设计二级展开式圆柱齿轮减速F2.8V0.80D300全套图纸

1、一、课程设计任务书全套图纸，加153893706题目：带式运输机传动装置设计工作条件：连续单向运转，载荷有轻微冲击，空载启动；使用期5年，每年300个工作日，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。原始数据：运输带工作拉力f=2.8kn；带速v=0.80m/s；滚筒直径d=300mm。 1-电动机；2、4-联轴器；3-展开式二级圆柱齿轮减速器；5-运输带；6-卷筒 图1-1 带式运输机总体方案布局图设计任务：1） 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。2） 进行传动装置中的传动零件设计计算。3） 绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件图。4） 编写设计计算说明书。二

2、、传动方案的拟定与分析减速器部分为两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。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。三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：滚动轴承的效率（一对），闭式齿轮传动效率，联轴器效率，传动滚筒效率。（2）电机所需的功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转速

3、：按机械设计综合课程设计p18表2-4推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围。故电动机转速的可选范围为：。符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第1方案比较适合，则选。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为y132m-8。其主要性能：额定功率3kw；满载转速710r/min；额定转矩。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级传动比（1） 两级

4、圆柱齿轮减速器高速级的传动比（2） 低速级齿轮传动比 五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率3、计算各轴扭矩六、传动零件的设计计算Ø 高速级齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料及精度等级按设计任务，选用直齿圆柱齿轮。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为280hbs。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240hbs；齿面粗糙度ra1.63.2m。2、按齿面接触疲劳强度设计根据教材p203式10-9a：d1t2.32(ktt1 (u+1)/uh2)1/3进行计算。确定有关参数如下： 传动比取小齿轮齿数z1=24。则大齿轮齿数：z2=z1

5、=4.54×24=108.96，取z2=109。实际传动比齿数比： 由教材p205表10-7取由教材p201表10-6取 转矩t1t1=9.55×106×p/n1=9.55×106×2.59/710=34.84n·mm 载荷系数k试选载荷系数kt=1.3 许用接触应力由教材p209图10-21查得： 由教材p206式10-13计算应力循环次数nn1=60njlh=60×710×1×(1×8×300×5)=9.074×109n2=n1/ u =9.074×1

6、09/4.54=1.998×109由教材p207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：khn1=0.90 khn2=0.95通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数。试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2.32(ktt1 (+1)/ 2)1/3=2.321.3×34840×189.82(4.54+1)/1×4.54×522.521/3mm =44.973mm计算圆周速度计算齿宽b计算齿宽与齿高之比模数：=d1t/z1=44.973/24=1.87mm齿高： 计算载荷系数根据=1.67m/s，7级精度，根据教材p197图10-8差得

7、动载荷系数；对于直齿轮；根据教材p193表10-2查得使用系数；根据教材p196表10-4用插值法差得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；由，根据教材p198图10-13得，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数3、按齿根弯曲强度设计根据教材p201公式10-5：得弯曲强度的设计公式为确定有关参数和系数根据教材p208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。根据教材p206图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，根据教材p205公式10-12得计算载荷系数k查取齿形系数根据教材p200表10-5查得

8、；。查取应力校正系数根据教材p200表10-5查得；。计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.51并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数 4.计算几何尺寸计算分度圆直径d1=mz1=2×28mm=56mmd2=mz2=2×123mm=246mm计算中心距计算齿轮宽度取，。Ø

9、 低速级齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料及精度等级按设计任务，选用直齿圆柱齿轮。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为280hbs。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240hbs；齿面粗糙度ra1.63.2m。2、按齿面接触疲劳强度设计根据教材p203式10-9a：d3t2.32(ktt2(u+1)/u2)1/3进行计算。确定有关参数如下： 传动比取小齿轮齿数z3=24。则大齿轮齿数：z4=z3=3.24×24=77.76，取z4=78。实际传动比：=78/24=3.25齿数比：=3.25由教材p205表10-7取。由教材p201表10-6取

10、。 转矩t2t2=9.55×106×p/=9.55×106×2.49/156.39=152.05n·mm 载荷系数k试选载荷系数kt=1.3 许用接触应力由教材p209图10-21查得： 由教材p206式10-13计算应力循环次数nn3= n2=1.998×109n4=n3/ u =1.998×109/3.24=0.617×109由教材p207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：khn3=0.92 khn4=0.95通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数。试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。

11、d3t2.32(ktt2(u+1)/u2)1/3d3t=2.321.3×152050×189.82(3.24+1)/1×3.24×522.521/3 =75.257计算圆周速度计算齿宽b计算齿宽与齿高之比模数：mt=d3t/z3=75.257/24=3.136齿高： 计算载荷系数根据=0.616，7级精度，根据教材p197图10-8差得动载荷系数；对于直齿轮；根据教材p193表10-2查得使用系数；根据教材p196表10-4用插值法差得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；由，根据教材p198图10-13得，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆

12、直径计算模数 3、按齿根弯曲强度设计根据教材p201公式10-5：得弯曲强度的设计公式为确定有关参数和系数根据教材p208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。根据教材p206图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，根据教材p205公式10-12得计算载荷系数k查取齿形系数根据教材p200表10-5查得；。查取应力校正系数根据教材p200表10-5查得；。计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度

13、所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.48并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数 4.计算几何尺寸计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取，。5.误差交合滚筒实际转速，误差为（在范围内，符合要求）。七、轴的设计计算Ø 输入轴的设计计算1、 按扭矩初算轴径图7-1 i轴示意图选用45钢调质，硬度217255hbs。根据教材p370（15-2）式，并查表15-3，取。d115 (2.59/710)1/3mm=17.7mm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴

14、的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，根据教材p351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，根据机械设计综合课程设计p146表6-100，选用lx3型弹性柱销联轴器，公称转矩为。半联轴器的轴孔直径为30mm，故取输入轴最小直径为30mm。2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（），选用齿轮轴。半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。选用圆头（a型）普通平键，键的尺寸为，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来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为m6。

15、（2）确定轴各段直径和长度表7-1 i各轴段直径名称依据确定结果（mm）大于轴最小径17.7mm，电机轴径38mm，且考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器选择lx3型30联轴器定位35考虑轴承选用代号为6008轴承轴承内经，外径，宽度40考虑轴承定位46考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（），选用齿轮轴，此时6046（同一轴承）40（3）确定轴各段直径和长度1轴段安装联轴器：半联轴器宽度，取。2轴段的长度：，其中为联轴器的内端面至轴承端盖凸缘厚度， ，取 ；为轴承端盖凸缘厚度，；为轴承盖的上端面至轴承座孔边缘的距离，取齿轮距箱体内壁之间的距离，考虑到箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距

16、离s，取，已知轴承宽度，箱座厚度，则。3轴段的长度：应略小于或等于深沟球轴承宽度，。4轴段长度：取轴上两齿轮间的距离，。5轴段长度：其长度与齿宽相同，。6轴段长度：。7轴段长度：其长度为轴承宽度与挡油环宽度和，。3按弯扭合成应力校核轴的强度（1）求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径（2）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7-1）做出轴的计算简图（如图7-2a）。根据轴的计算简图做出轴的水平面上的弯矩图（图7-2b）、垂直面上的弯矩图（图7-2c）、总弯矩图（图7-2d）和扭矩图（图7-2e）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的、及的值列于

17、下表。载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t图7-2 i轴的载荷分析图根据教材p373公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。抗弯截面系数 轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故轴的强度符合要求。Ø 传动轴的设计计算1、 按扭矩初算轴径图7-3 ii轴示意图选用45钢调质，硬度217255hbs。根据教材p370（15-2）式，并查表15-3，取d115 (2.49/156.39)1/3mm=28.93mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配齿轮与轴的周向定位采用平键连接，大小齿轮安装轴段直径相同，

18、查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为36mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为m6。（2）确定轴各段直径和长度表7-2 ii各轴段直径名称依据确定结果（mm）大于轴最小径28.93mm，选择轴承6307，轴承内径d=35mm，外径d=80mm，宽度b=21mm 35安装齿轮段41轴肩段，取h=3.5mm 4841（同一对轴承）35（3）确定轴各段直径和长度1轴段的长度：轴承型号为6307，轴承宽度，为齿轮端面与箱体内壁的距离，为轴承内端面与箱体内壁之间的距离。2轴段的长度：，齿宽。3轴段的长度：=

19、10mm，为两齿轮间距。4轴段长度：，齿宽=90mm。5轴段长度：轴承宽度b=21mm，为i轴轴段4的长度122mm，为ii轴上两齿轮间的距离。3按弯扭合成应力校核轴的强度（1） 求作用在齿轮上的力作用在齿轮2上的力为已知低速级小齿轮的分度圆直径（2）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7-3）做出轴的计算简图（如图7-4a）。根据轴的计算简图做出轴的水平面上的弯矩图（图7-4b）、垂直面上的弯矩图（图7-4c）、总弯矩图（图7-4d）和扭矩图（图7-4e）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的、及的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩

20、扭矩t图7-4 ii轴的载荷分析图根据教材p373公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。抗弯截面系数 轴的计算应力所以轴的强度符合要求。Ø 输出轴的设计计算1、 按扭矩初算轴径图7-5 iii轴示意图选用45钢调质，硬度217255hbs。根据教材p370（15-2）式，并查表15-3，取d115 (2.39/48.27)1/3=42.23输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，根据教材p351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则按照计算转矩应小于连轴器

21、公称转矩的条件，根据机械设计综合课程设计p146表6-100，选用lx3型弹性柱销联轴器，公称转矩为。半联轴器的轴孔直径为，故取输入轴最小直径为。2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴的连接，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选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，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来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为m6。（2）确定轴各段直径和长度表7-3 iii各轴段直径名称依据确定结果（mm）大于轴最小径42.23mm，考虑与联

22、轴器内孔标准直径配合，联轴器选择lx3型，取45联轴器定位53考虑轴承选用代号为6011轴承轴承内经，外径，宽度55考虑轴承定位61，取，71考虑到齿轮的轴向定位采用套筒，取57（同一轴承）55（3）确定轴各段直径和长度1轴段安装联轴器：半联轴器宽度l=112mm，取。2轴段的长度：，其中为联轴器的内端面至轴承端盖凸缘厚度， ，取；为轴承端盖凸缘厚度，；为轴承盖的上端面至轴承座孔边缘的距离，取齿轮距箱体内壁之间的距离，考虑到箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离s，取s=8mm，已知轴承宽度b=15mm，箱座厚度，则。3轴段的长度：应略小于或等于深沟球轴承宽度， =28mm。4轴段长

23、度： 5轴段长度：该轴段为齿轮定位轴环，其长度为，取。6轴段长度：该轴段为安装齿轮轴段，其长度略小于齿轮宽度，。7轴段长度：该轴段为齿轮安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，。3按弯扭合成应力校核轴的强度（1）求作用在齿轮上的力（2）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7-5）做出轴的计算简图（如图7-6a）。根据轴的计算简图做出轴的水平面上的弯矩图（图7-6b）、垂直面上的弯矩图（图7-6c）、总弯矩图（图7-6d）和扭矩图（图7-6e）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的、及的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t图7-6

24、 iii轴的载荷分析图根据教材p373公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。抗弯截面系数 轴的计算应力所以轴的强度符合要求。八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：5×365×8=12000小时。1、计算输入轴轴承轴承型号6008，基本额定动载荷，转速，轴承组中较大载荷载荷系数取1.2；温度系数取1；对于球轴承，寿命系数，则轴承寿命所以，所选轴承符合强度要求。2、计算传动轴轴承轴承型号6307，基本额定动载荷，转速，轴承组中较大载荷载荷系数取1.2；温度系数取1；对于球轴承，寿命系数，则轴承寿命所以，所选轴承符合强度

25、要求。3、计算传动轴轴承轴承型号6011，基本额定动载荷，转速，轴承组中较大载荷载荷系数取1.2；温度系数取1；对于球轴承，寿命系数，则轴承寿命所以，所选轴承符合强度要求。九、键连接的选择及校核计算1、输入轴与联轴器连接采用平键连接一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（a型）普通平键。键的尺寸为键的工作长度，则键的挤压应力传递扭矩（）键与轮毂键槽的接触高度， 键的工作长度（mm）轴的直径（mm）所以键符合强度要求。2、 传动轴与齿轮2、3连接用平键连接因为大齿轮和小齿轮轴段的轴径相同，所以只需校核工作长度较短的键。工作长度较短的键的尺寸为键的

26、工作长度，则键的挤压应力所以键符合强度要求。3、 输出轴与联轴器连接采用平键连接键的尺寸为键的工作长度，则键的挤压应力所以键符合强度要求。4、 输出轴与齿轮连接采用平键连接键的尺寸为键的工作长度，则键的挤压应力所以键符合强度要求。十、联轴器的选择及校核计算联轴器选择的步骤：1、 类型选择：弹性柱销联轴器由于工作载荷有轻微冲击，这种联轴器工作时转矩是通过主动轴上的键、半联轴器、弹性注销、另一半联轴器及键而传到从动轴上去的，传递转矩的能力很大，结构简单，安装、制造方便，耐久性好，弹性注销有一定的缓冲和吸振能力，允许被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，故选择弹性柱销联轴器。2、 载

27、荷计算3、 型号选择（1）连接输入轴和电机轴的联轴器选用型号lx3，公称转矩为，半联轴器的轴孔直径为30mm，电机轴直径为38mm。（2）连接输出轴和滚筒轴的联轴器选用型号lx3，公称转矩为，半联轴器的轴孔直径为45mm。十一、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度：d2为齿轮2分度圆直径，d2=246mm，n2为齿轮2的转速,n2=156.39r/min。采用润滑油池润滑，润滑油位高度为,取,飞溅出的润滑油可润滑其他齿轮。2、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度v1.52m/s所以采用飞溅润滑。箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱，以便

28、于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。油沟距内壁的距离a=6mm,深度c=4mm,宽度b=6mm。3、密封（1）高速轴轴颈的圆周速度为：，（见参考文献机械设计p334），故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。（2）低速轴轴颈的圆周速度为：，（见参考文献机械设计p334），故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。轴承盖上均装垫片密封。十二、箱体及附件的结构设计1、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚，在外壁轴承盖的附

29、近加支撑肋。为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，（但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉），为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高度有足够的扳手空间。箱体中心的高度为：见参考文献机械设计综合课程设计p44图2-3。为齿轮4的齿顶圆直径，, ,取箱体中心高度。现将箱体结构的基本尺寸列于下表：表12-1 箱体结构尺寸名称符号推荐尺寸选取值箱座壁厚0.025a+388箱盖壁厚0.002a+288箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径m20地脚螺栓数目4轴承旁联接螺栓直径m12箱盖与箱座连接螺栓直径通孔直径m12连接螺栓的间距120轴承端盖螺钉直径m1

30、0窥视孔盖螺钉直径m8定位销直径8轴承旁凸台半径16凸台高度根据位置及轴座外径确定，以便于扳手操作为准46外箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内壁距离10齿轮端面与内壁距离8箱盖、箱座肋厚、轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度t11轴承旁连接螺栓距离s2、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm；（3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；（4）深沟球轴承6008、6307、6011的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（6）减速器装置内装ckc150工业用油至规定的油面高度范围；（7）减速器外表面涂灰色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验。 电动机型