机械设计课程设计带式运输机传动装置设计III.docx

机械设计基础
课程设计

设计题目：带式运输机传动装置设计III

设计者：

班 级：

指导老师：

年 月 日

校名：

目录
第一章 设计任务书 4
1.1课题题目 4
1.2传动方案分析及原始数据： 4
第二章 传动方案的拟定 5
2.1整体方案 5
2.2 减速器说明 5
第三章 电动机的选择 6
3.1类型和结构形式的选择： 6
3.2 确定电机的额定功率： 6
第四章 传动系统的运动和动力参数 8
第五章 传动零件的设计计算和校核 10
5.1 闭式齿轮传动设计 10
5.2 开式齿轮传动设计 15
第六章 轴的设计计算和校核 21
6.1高速轴的设计与校核： 21
6.2低速轴的设计与校核 24
第七章 滚动轴承的选择和寿命计算 29
7.1高速轴轴承的选择 29
7.2低速轴轴承的选择 30
第八章 键和联轴器的选择 32
8.1 键的选择 32
8.2 联轴器的选择 33
第九章 润滑的选择 34
9.1闭式减速齿轮的润滑 34
9.2滚动轴承的润滑 34
第十章 密封形式的选择 34
第十一章减速器机体各部分结构尺寸其它技术说明 35
11.1 减速器集体各部分尺寸 35
11.2其它技术说明： 35
参考文献 36

第一章 设计任务书
1.1课题题目
u 带式运输机传动装置设计III
1.2传动方案分析及原始数据：
u 设计要求：
1) 设计用于带式运输机的传动装置
2) 带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带速允许误差为5%。
3) 使用期限为10年，大修期三年，小批量生产，两班制工作。

u 原始数据：
1) 运输带卷筒所需功率P/(kW)：3.4；
2) 运输带卷筒工作转速n (r/min)：74；
3) 卷筒中心高H (mm)：300。

u 设计任务：
1) 减速器装配图1张（A0或A1图纸）；
2) 零件工作图2张（大齿轮、低速轴，A3图纸）；
3) 设计计算说明书1份，5000～8000字。说明书内容应包括：拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析，选择电动机，进行传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算、轴（许用应力法和安全系数法）、键的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献、设计小结等内容。

第二章 传动方案的拟定
2.1整体方案
根据设计任务书，该方案的设计分成减速器（传动部分）和工作机（执行部分）两部图 2- 1带式运输机传动装置设计参考图
分，如图 2- 1带式运输机传动装置设计参考图所示。

2.2 减速器说明
减速器为一级闭式圆柱齿轮和一级开式齿轮组成，以实现在满足较大传动比的同时拥有较高的效率与稳定性、可靠性，同时闭式减速器采用水平剖分、封闭结构，这样有利于在粉尘较大的环境下工作。设计时闭式齿轮传动均采用斜齿轮，这是因为斜齿轮相对于直齿轮啮合性能好，重合度大，机构紧凑，而设计制造成本基本与直齿轮相同。开式齿轮传动一般用于低速，为使支承结构简单，常采用直齿轮，本设计中则采用直齿轮。

第三章 电动机的选择
3.1类型和结构形式的选择：
按工作条件和要求，选用一般用途的 Y 系列全封闭自扇冷式三相异步电动机，电压为 380/220V；
3.2 确定电机的额定功率：
（1）运输带卷筒所需功率
P卷筒=3.4Kw
（2）从电动机到卷筒间各个运动副的总机械效率
η总=η12η2η3η4
η1=0.99 — 滚动轴承效率；
η2=0.97 — 闭式齿轮传动效率；
η3=0.95 — 开式齿轮传动效率；
η4=0.99 — 联轴器效率；
所以：
η总=η12η2η3η4
=0.993×0.97×0.95×0.99
=0.885
（3）电动机所需功率为：

查《机械设计综合课程设计》附录表6-164系列电动机的技术数据 取
可见有三种Y系列三相异步电动机可用，分别为： Y112M-4、 Y132M1-6、 Y160M1-8，三者参数比较如下：

型号
额定功率（kw）
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）

尺寸

《机械设计综合课程设计》附录表6-164
电动机选用 Y132M1-6型
Y112M-4
4
1500
1440
2.2
2.2
中
Y132M1-6
1000
960
2.0
2.0
中
Y160M1-8
750
720
2.0
2.0
长
综合考虑总传动比及尺寸大小，选取 Y132M1-6型

第四章 传动系统的运动和动力参数
1 计算总传动比：
运输带卷筒的转速为：
n=74（r/min）
所以：
i总=n满n=96076=12.97
2 传动比分配：
取，则
i开=i总i闭=12.974=3.243

3 确定各轴运动和动力参数

=4
=3.243

0轴（电动机轴）：

1轴（低速轴、输入轴）

2轴（中间轴）

；
3轴（大齿轮轴）

；

各轴的运动和动力参数列表如下：

轴名

功率P/kw
转矩T/N·m
转速n/r/min
传动比i
输入
输出
输入
输出

1
电机轴

3．84

38.6
960
4
1轴
3．80
3.76
37．8
37.4
960
3.243
2轴
3．65
3．61
145
144
240

3轴
3．43
3．40
443
439
74

第五章 传动零件的设计计算和校核
5.1 闭式齿轮传动设计
考虑到主动轮的转速不是很高（约为960r/min）,传动尺寸无严格的限制，批量较小，故小齿轮用45号钢，调质处理，硬度为HB=229~286，平均取为240HB，大齿轮用45号钢，正火处理，硬度HB=162~217，平均取200HB，精度等级选为8级。
注：表中图表来自于《机械设计》
计算项目
计算内容
计算结果
（1）初步设计计算
转矩

齿宽系数
由图2-14，取

接触疲劳极限
由图2-24得到；

初步计算需用接触应力

值
由表B-1，估计取

动载荷系数

初步计算小齿轮直径（闭式软齿面）
由附录B中式（B-2）得

初取
初步齿宽

（2）校核计算
圆周速度

精度等级
由表2-1选择
8级精度
齿数、模数和螺旋角
取

取，

=258.56mm
由表2-4取

与估计值13°接近
使用系数
由表教材2-7原动机均匀平稳，工作机有中等冲击

动载系数
由教材图2-6

齿间载荷分配系数
先求

由表2-8，软齿面斜齿轮，精度等级
8级

齿向载荷分布系数

区域系数
由图2-18查出

弹性系数
由表2-15查出

重合度系数
由表2-5得

由于无变位，端面啮合角

螺旋角系数

许用接触应力
由表2-17取一般可靠度系数
总工作时间

应力循环次数
（单向运转取）

接触寿命系数由图2-27查出

齿面工作硬化系数

接触强度尺寸系数由表2-18按调质钢查

润滑油膜影响系数取为

验算

合格
（3）确定主要传动尺寸
中心距

圆取整
螺旋角

合理
端面模数

分度圆直径

齿宽

取：

（4）齿根弯曲疲劳强度验算
齿形系数

由图2-20,查得

应力修正系数
由图2-21查得

螺旋角系数
由图2-22查取

重合度系数

齿向载荷分布系数

由图2-9查取

许用弯曲应力校核
试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限
由表2-17查最小安全系数
由图2-18确定尺寸系数
由图2-32确定弯曲寿命系数
另外取

合格
静强度校核
因传动无严重过载，故不作静强度校核

（5）小结：齿轮主要传动尺寸列表
压力角

模数
2．5mm
螺旋角

分度圆直径

齿顶高

2.5mm
齿根高

3.125mm
齿顶间隙

0．625mm
齿根圆直径

中 心 距

160mm
齿 宽

齿顶圆直径

5.2 开式齿轮传动设计
考虑到主动轮的转速不是很高（约为240r/min）,传动尺寸无严格的限制，批量较小，故小齿轮和大齿轮都用45号钢，调质处理，硬度HB=229~286，平均取240HB，精度等级选为8级。由于开式齿轮的主要失效形式为弯曲疲劳折断和磨粒磨损，开式齿轮的设计按弯曲疲劳强度进行计算，并将得出的模数增大10%~20%来考虑磨损影响，由于磨损速度大大超过齿面疲劳裂纹扩展，故无需进行接触疲劳强度计算。为使支承结构简单，开式齿轮选用直齿圆柱齿，同时采用软齿面。

计算项目
计算内容
计算结果
（1）初步设计计算
转矩

齿宽系数
由表2-14，取

接触疲劳极限

由教材《机械设计》图2-30得到；

值
由表B-4，估计取

动载荷系数

初步估计齿轮齿数

齿形系数

由图2-10,查得

应力修正系数
由图2-21查得

初步计算小齿轮直径（开式软齿面）

初取

初步齿宽

（2）校核计算
圆周速度

精度等级
由表2-1选择
8级精度
齿数、模数
由

取，

=222mm
由表2-4取

使用系数

由表教材2-7原动机均匀平稳，工作机有轻微冲击冲击

动载系数
由教材图2-6

齿向载荷分布系数

重合度系数
由表2-5得

齿形系数

由图2-10,查得

应力修正系数
由图2-21查得

重合度系数

齿间载荷分配系数

齿向载荷分布系数

由图2-9查取

许用弯曲应力
试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限
由表2-17查最小安全系数
由图2-18确定尺寸系数
由图2-32确定弯曲寿命系数
另外取

合格
静强度校核
因传动无严重过载,故不作静强度校核

（3）小结：齿轮主要传动尺寸列表
压力角

模数
3mm
分度圆直径

齿顶高

3mm
齿根高

3.75mm
齿顶间隙

0.75mm
齿根圆直径

中 心 距

291mm
齿 宽

齿顶圆直径

第六章 轴的设计计算和校核
6.1高速轴的设计与校核：

计算项目
计算内容
计算结果
材料的选择
为45号钢，正火处理，硬度HB=170~217

材料系数
查表1-3有
C=110
估算轴径
按联轴器标准，取d=24mm，轴头长取52mm

轴结构初步设计
初选深沟球轴承6007，内径d=35mm，宽度B=14mm，外径D=62mm，所以轴的结构初步设计如图：

齿轮圆周力

齿轮径向力

齿轮轴向力

轴受力图

竖直面反力及弯矩

竖直面内收力图

垂直面弯矩图

水平面反力及弯矩

水平面受力图

水平面弯矩图

合成弯矩

合成弯矩图

转矩图

应力校正系数
用插入法由表1-4中求得，

计算当量弯矩

截面C出是危险面

当量弯矩图

校核
需用弯曲应力为

符合要求

6.2低速轴的设计与校核

计算项目
计算内容
计算结果
材料的选择
为45号钢，正火处理，硬度HB=170~217

材料系数
查表1-3有
C=110
估算轴径

考虑到键槽的影响，最小直径放大3%，即：

轴结构初步设计

所受转矩

大齿轮圆周力

大齿轮径向力

大齿轮轴向力

小齿轮圆周力

小齿轮径向力

轴受力图

垂直面反力与弯矩

垂直面内收力图

垂直面弯矩图

水平面反力及弯矩

水平面受力图

水平面弯矩图

合成弯矩计算

合成弯矩图

转矩图

应力校正系数
用插入法由表1-4中求得，

当量弯矩图

计算当量弯矩

截面B出是危险面

校核
需用弯曲应力为

符合要求

第七章 滚动轴承的选择和寿命计算
7.1高速轴轴承的选择
该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式选用一对深沟球轴承，按轴径初选2尺寸系列的深沟球轴承6207。下面进行校核：
计算项目
计算内容
计算结果
轴承主要性能参数
查手册6007轴承主要性能参数如下：
d=35mm,D=62mm,B=14mm，
；

轴承受力分析

轴承受力情况

确定A端X、Y值
由表8-7，，得

冲击载荷系数
由表8-8查得

A端轴承当量动载荷

确定B端X、Y值
由于，

冲击载荷系数
由表8-8查得

B端轴承当量动载荷

轴承寿命
（球轴承）

寿命合格

7.2低速轴轴承的选择
该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式选用一对深沟球轴承，按轴径初选2尺寸系列的深沟球轴承6208。下面进行校核：
计算项目
计算内容
计算结果
轴承主要性能参数
查手册6409C轴承主要性能参数如下：
d=45mm,D=120mm,B=29mm,；

轴承受力分析

轴承受力情况
；
；

确定A端X、Y值
由表8-7，，得

冲击载荷系数
由表8-8查得

A端轴承当量动载荷

确定B端X、Y值
由表8-7，

D端轴承当量载荷

轴承寿命
（球轴承）

该轴承满足寿命要求。

第八章 键和联轴器的选择
8.1 键的选择
键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。
计算项目
计算内容
计算结果
（1）高速轴与联轴器连接键的选择和校核
键的选择和参数
静联接,选用普通平键A型，由手册查得d=24mm时，选用键GB/T1096-1990

转矩

键长

接触长度

许用挤压应力校 核
查表可得45钢许用挤压应力为
=（100-120）MPa

满足要求
（2）低速轴与闭式减速大齿轮连接键的选择和校核
键的选择和参数

静联接,选用普通平键A型，由手册查得d=50mm时，选用键GB/T1096-2003

转矩

键长

接触长度

许用挤压应力校 核
查表可得45钢的许用挤压应力为
=（100-1200）MPa

满足要求
（3）低速轴与二级开式减速小齿轮连接键的选择和校核
键的选择和参数

静联接,选用普通平键A型，由手册查得d=30mm时，同时考虑到同一根轴尽量选用相同公称尺寸的键，选用键GB/T1096-2003

转矩

键长

接触长度

许用挤压应力校 核
查表可得45钢的许用挤压应力为
=（100-1200）MPa

故满足要求

8.2 联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用梅花形弹性联轴器，取载荷使用系数k=1.3。
选用JA38×60/YB24×52型MT3a（GB/T 5272）型联轴器,根据主动轴连接联轴器处，将各种参数列表如下：
型号
公称转矩T
许用转数n
轴孔直径d
轴孔长度L
外径D
材料
轴孔类型
TL4
90
6700
24
52
128
HT
200
Y型
联轴器承受转矩
故：合适

ML3MT3a型
GB/T 5272
梅花形弹性联轴器

第九章 润滑的选择
9.1闭式减速齿轮的润滑
减速器中的一级闭式减速齿轮,由于齿轮外缘的回转速度（3.22m/s）小于12m/s，因此采用浸油润滑，选用全损耗系统用油（GB443-1989）,浸油深度应没过至少1个齿高，一般不应小于10mm。

9.2滚动轴承的润滑
两对深沟球轴承轴承处的传动零件轮缘线速度均大于，所以两对轴承使用油润。

第十章 密封形式的选择
为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中：（1）由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，高速轴与轴承盖间V<3m/s，采用半粗羊毛毡封油圈，低速轴与轴承盖间也为V <3m/s，故采用半粗羊毛毡封油圈。（2）箱座与箱盖凸缘结合面与观察孔、油孔之间都采用静密封方式

第十一章减速器机体各部分结构尺寸其它技术说明
11.1 减速器集体各部分尺寸
名称
符号
减速器型式及尺寸
箱座壁厚

通过计算，并考虑铸造工艺，壁厚取
箱盖壁厚

通过计算，并考虑铸造工艺，壁厚取
箱座凸缘厚度

取
箱盖凸缘厚度

取
箱座底凸缘厚度

取
地脚螺钉直径

取
地脚螺钉数目

取
轴承旁连接螺栓直径

取
箱盖与箱座连接螺栓直径

取
轴承端盖螺钉直径

取
窥视孔盖螺钉直径

取
定位销直径

取
齿轮轮毂端面与内机壁距离
Δ2
> 取
轴承端盖外径

取
轴承端盖凸缘厚度

取

11.2其它技术说明：
①减速器装配前，必须按图纸检验各个部分零件，然后需用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀的涂料两次。
②在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。
③减速器的润滑剂在跑合后要立即更换，其次应该定期检查，半年更换一次。
④在机盖机体间，装配是涂密封胶或水玻璃，其他密封件应选用耐油材料。
⑤对箱盖与底座结合面禁用垫片，必要时可涂酒精漆片或水玻璃。箱盖与底座装配好后，在拧紧螺栓前应用0.05mm塞尺检查其密封性。在运转中不许结合面处有漏油渗油现象。
⑥减速器装配完毕后要进行空载试验和整机性能试验。
空载实验：在额定转速下正反转各1～2小时，要求运转平稳、声响均匀、各联接件密封处不得有漏油现象。
负载实验：在额定转速及额定载荷下，实验至油温不再升高为止。通常，油池温升不得超过，轴温升不得超过。
⑦搬动减速器应用底座上的钓钩起吊。箱盖上的吊环仅可用与起吊箱盖。
⑧机器出厂前，箱体外表面要涂防护漆，外伸轴应涂脂后包装。运输外包装后，要注明放置要求。

参考文献
[1] 王之栎，王大康.机械设计综合课程设计［Ｍ］.北京:机械工业出版社，2003.6
[2] 王之栎，马纲，陈心颐.机械设计［Ｍ］.北京：航空航天大学出版社，2011.8