哈工大机械设计课程设计说明书

PAGE0课程设计说明书（论文）课程名称：机械设计设计题目：带式输送机的传动装置院系：机电工程学院班级：设计者：学号：设计时间：目录TOC\o"1-2"\h\z\u一.传动装置的总体设计 11.1分析或确定传动方案 11.2选择电动机 21.3计算传动装置的总传动比并分配传动比 41.4计算传动装置各轴的运动和动力参数 4二.传动零件的设计计算 52.1选择材料、热处理方式及精度等级 52.2确定计算公式 62.3高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 62.4低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 10三.轴的设计计算 143.1高速轴设计计算 183.2中间轴的设计计算 183.3输出轴的设计计算 183.4输出轴强度的校核计算 18四.键的设计和计算 22五.校核轴承寿命 23六.联轴器的选择 246.1输入轴联轴器 246.2输出轴联轴器 24七.润滑密封设计 25八.减速器附件及其说明 25一.传动装置的总体设计1.1 分析或确定传动方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大其传动方案如下根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计的参数及其相应的功能。设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=2300N传送带卷筒直径：d=250mm传送带带速：v=1.1m/s关于减速器的生产和工作的要求：机器产量为大批量；机器工作环境为清洁；机器载荷特性为平稳载荷；机器最短工作年限为六年三班。1.2 选择电动机1.2.1 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此，无特殊要求时应选用三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机，其结构为全封闭式自扇冷式1.2.2 首先计算工作机有效功率：式中，F——传送带的初拉力，由设计原始数据，F=2300N； v——传送带的带速，由设计原始数据，v=1.1m/s。从原动机到工作机的总效率：＝×××0.96＝0.817式中，QUOTE——联轴器传动效率，由参考文献[1]P81页表9.1，； QUOTE——轴承传动效率，由参考文献[1]P81页表9.1，QUOTE QUOTE——齿轮啮合效率，QUOTE； QUOTE——卷筒传动效率，QUOTE。则所需电动机功率：1.2.3确定电动机的转速工作机（套筒）的转速：式中，d——传送带卷筒轴直径。由设计原始数据，d=250mm。由参考文献[1]P88页表9.2，两级齿轮传动QUOTE，所以电动机的转速范围为：=(8~40)×84.03=（672.3~3361.4）符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献[1]P172页表15.1，选定电动机型号为Y132S-6，其主要性能如下表所示。电动机型号额定功率/kW同步转速/（r·min）满载转速(r·min)Y132M-1410009602.02.01.3计算传动装置的总传动比并分配传动比1.3.1总传动比QUOTE由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝/n＝960/84.3＝11.41.3.2分配传动比＝×——式中分别为一级、二级齿轮传动比。考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为＝4.0，则＝＝2.85。1.4计算传动装置各轴的运动和动力参数1.4.1各轴的转速：

＝＝960r/min

＝＝960/4.0＝240r/min

＝

/

＝240/2.85=84.2r/min==84.2r/min1.4.2各轴的输入功率：＝×＝3.10×0.99＝3.07kW

＝×η2×＝3.07×0.98×0.97＝2.92kW

＝×η2×＝2.92×0.98×0.97＝2.78kW＝×η2×η1=2.78×0.99×0.98＝2.70kW1.4.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩=9550=9550×3.10/960=3.08×N·mm：＝×3.08××0.99=3.05×N·mm＝×××=3.05××4×0.98×0.97=1.16×N·mm＝×××=1.16××3.50×0.98×0.97=3.14×N·mm=××=3.14××0.98×0.99=3.05×N·mm。 整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。减速器运动学和动力学参数一览表轴名功率转矩转速传动比效率电机轴3.103.08×96010.99Ⅰ轴2.793.05×96040.95Ⅱ轴2.681.16×2402.850.95Ⅲ轴2.573.14×84.21.000.97卷筒轴2.473.05×84.2二.传动零件的设计计算2.1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到卷筒机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动。2.1.1

齿轮材料及热处理

①材料：高速级小齿轮选用40Cr，齿面硬度为280HBW取小齿齿数=20高速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为240HBWZ=i×Z=4×20=80取Z=80齿。取小齿轮3齿数=19齿，大齿轮4齿数=×2.85=54.15.取=54。②齿轮精度按GB/T10095－1998，均选择8级精度2.1.2根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数。减速器运动学和动力学参数更新后一览表轴名功率转矩转速传动比效率电机轴3.103.08×96010.99Ⅰ轴3.073.05×96040.95Ⅱ轴2.821.16×2402.790.94Ⅲ轴2.783.13×83.971.000.96卷筒轴2.703.04×83.972.2确定计算公式由于是闭式软齿面齿轮传动，其主要失效形式是齿面接触疲劳点蚀。故按照齿面接触疲劳强度进行设计，再对齿根弯曲疲劳强度进行校核。2.3高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：（由参考文献[1]式6.21）式中各参数为：小齿轮传递的转矩，QUOTE=QUOTE3.05×N·mm设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.6。由参考文献[1]P104表6.6取齿宽系数=0.9初选螺旋角=15°。QUOTE由参考文献[1]P103页表6.5查得弹性系数QUOTE。由图6.15选取区域系数Z=2.43齿数比QUOTE比u==4由参考文献[1]式6.1，端面重合度：由参考文献[1]式61，轴面重合度：由参考文献[1]6.16查得：QUOTE=0.775。由图6.26查得螺旋角系数=0.98由参考文献[1]P145式6.26，许用接触应力QUOTE,由参考文献[1]图6.29（e）得接触疲劳极限应力QUOTE=770MPa=600MPa小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N=60na=60×960×（2×8×250×6）=1.382×10hN=由参考文献[1]P147图8.29查得寿命系数：=1.0,=1.11。由参考文献[1]P147表8.7，取安全系数QUOTE[]==1×770=770[]==1.11×600=666故取初算小齿轮1的分度圆直径QUOTE，得QUOTE=确定传动尺寸：计算载荷系数KK＝=1.0×1.15×1.15×1.2=1.587。式中，QUOTE——使用系数。由参考文献[2]表6.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取QUOTEQUOTE——动载系数。分度圆上的速度为故由参考文献[2]P131页图8.7查得QUOTEK=1.15。QUOTE——齿向载荷分布系数。由参考文献[2]图6.11，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数K=1.15。QUOTE——齿间载荷分配系数。由参考文献[2]表6.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取QUOTEK=1.2。对QUOTE进行修正。d=d=37.18×=36.75确定模数QUOTEQUOTE=取=2mm计算传动尺寸中心距：QUOTEa===103.5276取整为104mm。差距不大，故不必要使用K来修正模数。螺旋角==15°56′32″。其它传动尺寸：QUOTEQUOTE取38mm。=+（5~10）mm，取=45mm。4.齿根弯曲疲劳强度校核①K、T、、同上K=1.587、T=3.05Nmm、=2、=41.60mm②

计算当量齿数z＝z/cos＝20/cos15.9423＝22.4973z＝z/cos＝80/cos15.9423＝89.9892由参考文献[1],图6.20查得=2.7，=2.25由参考文献[1]由图6.21查得=1.55，=1.75③

由参考文献[1]

由图6.22查得重合度系数=0.72④

由参考文献[1]

由图6.28查得螺旋角系数=0.88⑤

由参考文献[1]

由图6.29

（f）查得弯曲疲劳极限应力，小齿轮大齿轮由参考文献[1]图6.32查得得弯曲疲劳寿命系数:K=1.0K=1.0由参考文献[1]表6.7查得弯曲疲劳安全系数S=1.25(1%失效概率)[]=MPa[]=结论：满足齿根弯曲疲劳强度。高速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数螺旋角中心距a(mm)小齿轮241.60452015°56′32″104大齿轮166.4038802.4低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：（由参考文献【2】页式6.8）按齿面接触疲劳强度设计：式中各参数为：小齿轮传递的转矩，QUOTE=QUOTE1.16×N·mm设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.6。由参考文献[1]P144表8.6取齿宽系数=0.9初选螺旋角=15°。QUOTE由参考文献[1]P136页表8.5查得弹性系数QUOTE。由参考文献[1]图8.14选取区域系数Z=2.43齿数比QUOTE比u==2.79由参考文献[1]页式6.1，端面重合度：由参考文献1页式6.1，轴面重合度：由参考文献[1]图6.16查得：QUOTE=0.775。由图6.26查得螺旋角系数=0.98由参考文献[1]式6.26，许用接触应力QUOTE,由参考文献[1]图6.29（e）得接触疲劳极限应力QUOTE=770MPa=600MPa小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N=60na=60×240×（2×8×250×6）=3.456hN=h由参考文献[1]图6.29查得寿命系数：=1.0,=1.18（允许局部点蚀）。由参考文献[1]P147表8.7，取安全系数QUOTE[]==1×770=770[]==1.18×600=708故取QUOTE初算小齿轮1的分度圆直径QUOTE，得QUOTE=确定传动尺寸：计算载荷系数KK＝=1.0×1.07×1.15×1.2=1.4766。式中，QUOTE——使用系数。由参考文献[2]页表6.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取QUOTEQUOTE——动载系数。分度圆上的速度为故由参考文献[1]图6.7查得QUOTEK=1.07。QUOTE——齿向载荷分布系数。由参考文献[2]6.11，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数K=1.15。QUOTE——齿间载荷分配系数。由参考文献[2]表6.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取QUOTEK=1.2。对QUOTE进行修正。==51.5701×=50.2087确定模数QUOTEQUOTE=取=3mm计算传动尺寸中心距：QUOTEa===113.362取整为113mm。差距不大，故不必要使用K来修正模数。螺旋角==14°17′51″。值与初选值相差很小无需修正与值相关的数值。其它传动尺寸：QUOTEQUOTE取53mm。=+（5~10）mm，取=60mm。齿根弯曲疲劳强度校核①K、T、、同上K=1.4766、T=1.16Nmm、=3、=58.82mm②

计算当量齿数＝/cos＝19/cos14.2975＝20.880＝/cos＝91/cos14.2975＝59.3453由图8.20查得=2.75，=2.27由图8.21查得=1.55，=1.75③

由参考文献[1]图6.21查得重合度系数=0.73④

由参考文献[1]图6.26查得螺旋角系数=0.88由参考文献[1]图6.28

（f）查得弯曲疲劳极限应力，小齿轮大齿轮由参考文献[1]图8.30查得得弯曲疲劳寿命系数:=1.0=1.0。由表8.7查得弯曲疲劳安全系数S=1.25(1%失效概率)[]=MPa[]=结论：满足齿根弯曲疲劳强度。低速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数螺旋角中心距a(mm)小齿轮358.82601914°17′51″113大齿轮167.185354三.轴的设计计算3.1高速轴的设计计算

参数：＝×＝3.07×0.99＝3.037kW＝×=3.05××0.99=3.02×N·mmn=960r/min2.作用在齿轮上的力：1451.92N=505.9361N414.7503N选择轴的材料选用45号钢调质处理，获得良好的综合机械性能。初算轴上的最小直径按弯扭强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径=16.344。式中， C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献[2]c表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P——轴传递的功率。QUOTE n——轴的转速。QUOTE轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。联轴器及轴段1：本设计中dmin就是轴段直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此1的设计与联轴器同时进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表13.1，取。则由计算转矩

Tc。考虑电机输入轴直径为38mm,由《课程设计》查得GB5014-1985中的LX3联轴器满足条件。选用J1型轴孔A型键。联轴器长L=60mm。与LX3对应的最小轴径为30mm，轴段1的长度应比联轴器的轴孔长度略短，故取l1=58mm。密封圈及轴段2联轴器只传递转矩。可取轴段2直径d2=35mm。查表唇形密封圈的直径系列中有公称直径35.轴段2长度为L2=63-5+15=73mm。轴段3和轴段5考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。暂取7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mm。故取轴段3和轴段5的直径为40mm。轴段3和轴段5的长度均为18mm。轴段4轴段4的轴肩应为（0.07~0.1）40=2.8~4mm。取轴段4的直径为45mm。考虑到可能使用齿轮轴，轴径应重新选择。本设计中轴径可设计成刚好等于齿轮的齿顶圆直径。轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。3.2中间轴的设计计算中间轴上的功率=2.92kW,转速n2=240r/min,转矩T2=1.16。初定轴上的最小直径根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。轴段1轴承初选7208C则轴径d=40mm.B=18mm.故轴段1长为18mm。轴段2因该轴为齿轮轴。轴段3为齿轮。又齿轮端面距箱体内壁应为10mm,油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁的距离为5mm。所以轴段2的长度为15mm.。且起轴肩作用固定轴承，故轴径取44mm轴段3为齿轮轴上的齿轮。为齿轮轴，齿宽为60mm。取轴段3的长为60mm轴段4轴段4为退刀槽。因轴段5为轴肩。轴肩直径小于齿轮轴齿轮的齿根圆直径。故应加退刀槽便于加工。取退刀槽所在轴径为：46mm，退刀槽长度为10mm。轴段5为轴肩，用以固定高速级的大齿轮。由公式计算得轴肩直径为53mm,轴肩长10mm.轴段6轴段6与高速级大齿轮的轮毂配合。直径可取46mm,长度略小于高速级大齿轮齿宽。取轴段6的长度为36mm。轴段7轴段7为套连轴承。取7208C轴承。内径为40mm。所以轴段7内径为40mm.按高速轴大齿轮靠近箱体内壁端面到箱体内壁的距离为10mm。可得轴段7长度为28mm。3.3输出轴设计计算材料同为45号钢输出轴上的功率=2.78kW,转速n3=83.97r/min,转矩T3=3.13。初定轴上的最小直径式中， C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献[2]P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P——轴传递的功率。QUOTE n——轴的转速。QUOTE考虑到轴上键槽适当增加轴直径，35.738。轴上各个轴段的参数计算轴段1，为输出轴与联轴器的连接部分。考虑对中性的要求。使用刚性联轴器。查表，可取联轴器其安装尺寸，孔径为38mm,J1型接口，孔径长L=60。轴段1的长度应略短于联轴器的长度。可取长l1=58mm。轴段2由于联轴器只传递转矩，轴段2的轴径可比轴段1略大。由唇形密封圈的标准。可取轴段2的轴径为42mm.轴段2的长度由轴承座的长度和轴段1靠近箱体的端面到轴承端盖的距离决定。经后面计算知，只能用嵌入式轴承端盖。轴承座长为mm.由表计算知，取轴承端面螺栓为M16。由此得取轴段1内侧轴肩到轴承端盖的距离为15mm.轴段3轴段3直径与轴承内径相同。暂取轴承为角接触球轴承7209C。则，轴段3的直径为45mm。轴段3长19mm。轴段4轴段4的轴径有轴肩高度决定。取h=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)45=3.15~4.5mm，取h=3.5mm则轴段4的直径d4=d3+23.5=7+45=52mm。轴段4长度由另外两根轴决定。轴段5轴段5为轴肩。考虑轴的倒角若取2mm.则轴肩高度应为倒角的2~3倍。取轴肩轴径d5=d4+42=60mm。轴肩长度为0.1倍轴径，所以l5=0.160=6mm.轴段6轴段6固连低速级大齿轮。其内径可取52mm.长度应略小于齿轮齿宽。低速级大齿轮的齿宽为53mm,取轴段6的周长为l6=50mm。轴段7轴段7上套轴承7209C。故轴段7的轴径为45mm.轴承宽B=19mm。考虑大齿轮靠经箱体内壁的端面到箱体内壁的距离为10mm,轴承靠近箱体内壁的端面到内壁的距离有5mm(油润滑，原理陈诉同上)。所以轴段7的长度为l7=42mm。至此，已经初步确定轴的各段直径和长度。在上述计算中，若后续计算发现需使用齿轮轴，又小齿轮使用40Cr作为生产材料。其调质处理后的强度大于45号钢调质处理。知相同的轴径设计一定满足要求。3.4输出轴强度的校核计算输出轴的受力分析FFF轴的受力简图首先,确定轴承的支点位置时,查《机械设计手册》20-149表20.6-7.对于7209C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.经计算得 L1=104.7mm，L2=106.3mm，L3=45.3mm。计算支反力（取向上为垂直正方向，向前为水平正方向）在水平面上=775.90N=1406.44-775.90=630.54在垂直平面上

轴承1的总支承反力775.92轴承2的总支承反力R画弯矩图（如上图）在水平面上：a-a剖面左侧，Ma-a剖面右侧：MaH2=R在垂直面上：MM合成弯矩：a-a剖面左侧:Ma-a剖面右侧：M画转矩图（如上图）校核轴的强度由弯矩图可知，a-a截面左侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面。由参考文献[1]页附表10.1：抗弯剖面模量：W=0.1抗扭剖面模量W弯曲应力：σσ扭剪应力ττ由参考文献[1]表10.1和表10.4得，45号钢调质处理，QUOTE由参考文献[1]表10.1查得材料的等效系数，键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图10.1查得轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献[1]附图10.2查得安全系数S=10.13S10.27≥S=1.5所以a-a剖面是安全的，强度满足要求。四.键的设计和计算①选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=38d=52查表可得：键宽b=10h=8=50b=16h=10=45[]=120~150MPa②校和键与联轴器联接的强度＜[]③键与轮毂键槽的接触强度＜[]两者都安全五.校核轴承寿命轴承为角接触球轴承7209C计算轴向力由参考文献[1]表11.13查得7209C轴承内部轴向力计算公式S1=0.4=0.4=0.41361.6=544.64NS1=0.4=0.4=0.42700.22=1080.08NS2与A同向。A=952.28NS2+A=1080.09+952.28=2032.37NS2+A>S1所以轴承轴向力：=2032.37N轴承轴向力：=952.28N计算当量动载荷由查表11.12得e=0.45（插值法）查表11.12得e=0.41（插值法）因为X1=0.44Y1=1.25；X2=1Y2=0.所以：P1=X1+Y1=3139.57NP2=X2+Y2==3139.57NP1>P2所以P=3139.57N。只需校核轴承的寿命校核轴承寿命轴承在温度100°C以下工作，由参考文献[1]查表11.9得=1查表11.10得=1.5已知减速器使用6年，三班工作制，则预期寿命h显然故轴承寿命很充裕。六.联轴器的选择由上述轴的设计中的陈述。总结：6.1输入轴联轴器因为减速器应用场合高速，选用弹性柱销联轴器，根据使用的电机型号Y132S-6，由参考文献[1]P152页表13.1选取LX3型号，公称转矩1250N·m满足使用要求。输入端选取直径为30mm的联轴器。6.2输出轴联轴器输出联轴器根据输出轴尺寸，选取GYS6型刚性联轴器。联轴器内径选取38mm.J1型接口。长度L=60mm。七.润滑密封设计由上述齿轮设计的陈述，对于本展开式二级圆柱斜齿轮减速器，其高速级大齿轮的齿顶圆上的店的线速度略大于2m/s，由经验选取油润滑。在箱体上铸出油沟。由课程设计指导书第48页经验公式选取油沟尺寸为距箱体内壁a=5mm,油沟宽b=