毕业设计带式输送机的传动装置1两级同轴式圆柱斜齿轮减速器机械设计课程设计.doc

带式输送机的传动装置
(两级同轴式圆柱斜齿轮减速器)
机械设计课程设计
题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减速器）方案图如下：
1
2
3
4
5
6
×
×
×
×
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ

1—电动机

2—V带传动

3—减速器

4—联轴器

5—鼓轮

6—输送带

目 录
1. 设计目的……………………………………………………………2
2. 设计方案……………………………………………………………3
3. 电机选择……………………………………………………………5
4. 装置运动动力参数计算……………………………………………7
5.带传动设计 …………………………………………………………9
6.齿轮设计……………………………………………………………18
7.轴类零件设计………………………………………………………28
8.轴承的寿命计算……………………………………………………31
9.键连接的校核………………………………………………………32
10.润滑及密封类型选择 ……………………………………………33
11.减速器附件设计 …………………………………………………33
13.心得体会 …………………………………………………………34
14参考文献 …………………………………………………………35

1. 设计目的
机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：
（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。
（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。
（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。
（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。

2. 设计方案
据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减速器）方案图如下：
1
2
3
4
5
6
×
×
×
×
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ

1—电动机

2—V带传动

3—减速器

4—联轴器

5—鼓轮

6—输送带

技术与条件说明：
1）传动装置的使用寿命预定为 15 年每年按300天计算， 2 班制工作每班按8小 时计算
2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转；
3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；
4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；
5）输送带允许的相对速度误差≤±3～5%。
设计要求
1）减速器装配图1张；
2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；
3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写
4）相关参数：F=2050N，V=1.2，D=300mm。

设计内容
计算及说明
结 果
电动机选择

装置运动和动力参数计算

带传动设计

齿轮设计

轴类零件的设计

轴承的寿命计算

键连接的校核

润滑及密封类型的选择

减速器的附件设计

心得体会

参考文献

参考文献

3.1 电动机类型的选择
按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。
3.2 选择电动机的容量
工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=2050V，V=1.2。则有：
P===2.46KW
从电动机到工作机输送带之间的总效率为
=
式中，，，，分别为联轴器，轴承，齿轮传动，卷筒和V带传动效率。据[1]表9.1知=0.99，=0.98，=0.97，=0.96，=0.96，则有：
=0.99
=0.792
所以电动机所需的工作功率为：
P===3.11KW
3.3 确定电动机的转速
按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i=8~40和带的传动比i=2~4。则系统的传动比范围
应为：i=i=（8~40）（2~4）=16~200
工作机卷筒的转速为
n==

所以电动机转速的可选范围为
n=i=（16~200）76
=（1216~12160）
符合这一范围的同步转速有1500和3000两种，但
是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为1500的电动机。
据[1]表15.1和15.2可选择Y112M—4电动机，其主要参数如表3.1所示
表3.1 Y112M—4型电动机主要参数

电动机型号
额定功率/KW

满载转速（）

Y112M-4
4
1440
2.2
2.2

电动机型号
中心高/mm

总长/mm

键/mm

Y112M-4
112
400
8

4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比 i=
2）分配到各级传动比 因为i=已知带传动比的合理范围为2~4。故取i则i在8~40的范围内故合适。分配减速器传动比，因为i=i其中i为齿轮高速级的传动比，i为齿轮低速级的传动比。故可先取i=3.64则i=2.6
4.2 传动装置的运动和动力参数计算
电动机：
转速：n=1440
输入功率：P=P=3.11KW
输出转矩：T=9.55=9.55
=2.06N
1轴：
转速：n=
输入功率：P=PKW
输入转矩：T=Ti=2.06
=3.96N
2轴：
转速：n=
输入功率：P=P
=2.84KW
输入转矩：T

=1.37N
3轴：
转速：n
输入功率：P
=2.69KW
输入转矩：T
=1.37
=3.39
卷筒轴：
转速：n
输入功率：P=P =2.69
=2.61KW
输入转矩：T
=3.39
=3.29N
表4.1 各轴运动和动力参数
轴 号
功率
（KW）
转矩（N）
转速（）
电机轴
3.11
2.06
1440
1轴
2.99
3.96
720
2轴
2.84
1.37
197.8
3轴
2.69
3.39
76
卷同轴
2.61
3.29
76
5.1 确定计算功率P
据[2]表8-7查得工作情况系数K=1.1。故有：
P=KP
5.2 选择V带带型
据P和n有[2]图8-11选用A带。
5.3 确定带轮的基准直径d并验算带速
（1）初选小带轮的基准直径d有[2]表8-6和8-8，取小带轮直径d=90mm。
（2）验算带速v，有：
v=
=6.87
因为6.78在5~30之间，故带速合适。
（3）计算大带轮基准直径d
d
5.4 确定V带的中心距a和基准长度L
(1)据[2]式8-20初定中心距a=400mm
(2)计算带所需的基准长度
L2a+
=2（180+90）+
=1244mm
由[2]表8-2选带的基准长度L=1250mm
（3）计算实际中心距
a

5.5 验算小带轮上的包角

5.6 计算带的根数z
（1）计算单根V带的额定功率P
由d和n查[2]表8-4a得
P=1.064KW
据n=1440，i=2和A型带，查[2]8-4b得
P=0.17KW
查[2]表8-5得K=0.97，K=0.93，于是：
P=(P+P)KK
=（1.064+0.17）0.970.93
=1.11KW
（2）计算V带根数z
z===3.96
故取4根。
5.7 计算单根V带的初拉力最小值（F）
由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.1。所以
（F）=500
=500
=133N
应使实际拉力F大于（F）
5.8 计算压轴力F
压轴力的最小值为：
（F）=2（F）sin=241330.99
=1053N
5.9 带轮设计
（1）小带轮设计
由Y112M电动机可知其轴伸直径为d=28mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=28mm。有[4]P表14-18可知小带轮结构为实心轮。
（2）大带轮设计
大带轮轴孔取22mm，由[4]P表14-18可知其结构为辐板式。
6.1 速级齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数
1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB10095—88）
3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS；
4）选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=i
得Z=87.36，取87；
5）初选螺旋角=14。
2.按齿面接触疲劳强度设计
按公式：
d
（1）确定公式中各数值
1）试选K=1.3。
2）由[2]图10-30选取区域系数Z=2.433
3）由[3]图16.2-10可得：=0.78，=0.87
则=0.78+0.87=1.65。
4）由[2]表10-7选取齿宽系数=1。
5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：
T=3.96N。
6）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数Z=189.8MP
7）由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP。
8）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.90；
K=0.95。
9）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1，安全系数S=1，有
[]==0.9600=540MP
[]==0.95550=522.5MP
所以[]==
=531.25MP
(2) 计算
1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得：
d
=39.17mm
2)计算圆周速度。
v==
=1.48
3）计算齿宽b及模数。
b==139.17=39.17mm
m==1.58mm
h=2.25m=2.251.58=3.56mm
b/h==11.00
4）计算纵向重合度。
=0.318
=0.318124tan14=1.903
5）计算载荷系数K。
已知使用系数K=1，据v=1.57，7级精度。由[2]图10-8得K=1.08，K=1.417。由[2]图10-13查得K=1.35，由[2]图10-3查得K=K=1.4
故载荷系数：
K=KKKK
=1=2.14
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
d=d=39.17=46.25mm
7）计算模数m
m===1.86mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
按公式：
m
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数。
K=KKKK=1
=2.04
2）根据纵向重合度=1.903，由[2]图10-28查得螺角影响系数Y=0.88。
3）计算当量齿数。
Z===26.29
Z==95.29
4）查取齿形系数
由[2]表10-5查得Y=2.592，Y=20216
5）查取应力校正系数
由[2]表10-5查得Y=1.596，Y=1.777
6）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP
7）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85，K=0.88
8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：
[]===303.57Mp
[]===238.86MP
9）计算大、小齿轮的 ，并加以比较
==0.01363
==0.01649
（2）设计计算
m
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数
m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =1.5mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d=46.25mm来计算应有的齿数。于是由：
Z= = =29.9
取Z=30，则Z=3.64=109
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=
=107.9mm
圆整为108mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
=arccos
=14.45
因值在允许范围内，故等参数比用修正
（3）计算大，小齿轮的分度圆直径
d46.63mm
d=169.43mm
（4）计算齿轮宽度
b=46.63=46.63mm
圆整后取B=47mm，B=52mm
5. 大小齿轮各参数见下表
高速级齿轮相关参数
名称
符号
计算公式及说明
法面模数

端面模数

法面压力角

端面压力角

螺旋角

齿顶高

齿根高

全齿高

分度圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

基圆直径

中心距

6.2 低速级齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮；
2）选用7级精度；（GB10095-88）
3）材料的选择。由[2]表10-1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二者的硬度差为40HBS；
4）初选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮Z=2.6=62.4，取63；
5）初选螺旋角。
2.按齿面接触疲劳强度设计
d
（1）确定公式内各数值
1）初选K=1.3
2）由[2]图10-30选区域系数Z=2.433
3）由[3]图16.2-10可取：=0.78，=0.86
则==0.78+0.86=1.64
4）由[2]表10-7选取齿宽系数=1
5）计算小齿轮传递的转矩：
T=
=
=13.7Nmm
6)由[2]表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MP
7）由[2]图10-21d按齿面硬度得小齿轮齿面接触疲劳强度极限=600MP，大齿轮的齿面接触疲劳强度极限=551MP
8）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.90，K=0.95
9）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%。安全系数S=1，有
[]==0.9600
=540MP
[]==0.95550
=522.5MP
所以[]==
=531.25MP
（2）计算
1）计算小齿轮分度圆直径d。由公式得
d
2）计算圆周速度
V==
=0.632
3）计算齿宽b及模数
b==161.02=61.02mm
m==2.47mm
h=2.25m=2.252.47=5.56mm
b/h==10.97
4)计算纵向重合度
=0.318=0.318
=1.903
5）计算载荷系数K
已知使用系数K=1，据v=0.632，7级精度。由
[2]图10-8得K=1.02，K=1.424由[2]图10-13查得K=1.38，由[2]表10-13查得 K=1.4.故动载系数
K=KKKK=11.021.41.424
=2.03
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=61.02=70.79mm
7）计算模数m
m==2.86
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
由[2]式10-17可知
m
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数
K=KKKK=11.021.41.38
=1.97
2）计算纵向重合度
=1.903，由[2]图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88.
3）计算当量齿数
Z===26.29
Z===69
4）查取齿形系数
由[2]表10-5查得Y=2.592，Y=2.239
5）查取应力校正系数
由[2]表10-5查得Y=1.596，Y=1.748
6）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP。
7）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85，K=0.88.
8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。则有：
[===303.57MP
[]==238.86MP
9）计算大小齿轮的，并加以比较

（2）设计计算
m
可取m=2mm，又由于两级中心距相等，所以由Z和a=以及算得的a=108mm联立解得Z=29，Z=76
4.几何尺寸计算
（1）按圆整后的数值修正螺旋角
=arccos=
=13.53
因值相差不多，故参数等不用修正
（2）计算大小齿轮的分度圆直径
d===59.7mm
d==156.3mm
（3）计算齿轮宽度
b==159.7=59.7mm
圆整后取B=60mm，B=65mm
5.大小齿轮各相关参数见下表
低速级大小齿轮各相关参数
名称
符号
计算公式及说明
法面模数

端面模数

法面压力角

端面压力角

螺旋角

齿顶高

齿根高

全齿高

分度圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

基圆直径

中心距

7.1 I轴的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得P=2.99KW，n=720，
T =2.06N
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为
d=46.63mm
而 F===884N
F=F=884=332N
F=Ftan=884=228N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A=118，于是得：
d=A=19mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=22mm，查[4]P表14-16知带轮宽B=56.4mm故此段轴长取55mm。
4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
通过分析比较，选用[2]图15-1的装配方案

I II III IV V VI VII VIII

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）I-II段是与带轮连接的其d=22mm，l=55mm。
2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为30mm。故取l=50mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=29mm。
3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d=29mm，由轴承目录里初选30207号其尺寸为d=35mm
72mm18.25mm故d=35mm。又右边套筒长取32.75mm所以l=18.25=32.75=51mm
4）取安装齿轮段轴径为d=40mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为52mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l48mm。齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=4mm则此处d=48mm。宽度b1.4h取l=10mm
5）VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30207所以d=35mm，所以此处轴肩高h0.07d取h=5mm故d=45mm轴肩宽度b1.4h，取l=8mm，l=22mm
（3）轴上零件的周向定位
齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按
d由[5]P表4-1查得平键截面b
键槽用键槽铣刀加工长为45mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键12齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。
5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C
是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M，M
和M的值如下：
F=440N F=444N F=208N F=124N
M=27720N M=13104N
M=7788N
M==30661N
M==28793N
T=2.06N
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据[2]
式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力

==5.2MP
前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1
查得[]=60Mp，，故安全。
7.2 III轴的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得P=2.69KW，n=76，
T=3.39N
2.求作用在齿轮上的力
已知低速级小齿轮的分度圆直径为
d=156.3mm
而 F===4338N
F=F=4338=1625N
F=Ftan=4338=1044N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A=112，于是得：
d=A=36.8mm
显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径d与联轴器的孔径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.则：
T
按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P表8-7可选用LX3型弹性柱销联轴器。其公称转矩为
1250000N。半联轴器孔径d=40mm，故取d=40mm半联轴器长度L=112，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm
4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
通过分析比较，选用[2]图15-8的装配方案

I II III IV V VI VII VIII

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=45mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=46mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取l=82mm.
2）II-III段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为20mm。据d =45mm可取l=50mm。
3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d=45mm，由轴承目录里初选30210号其尺寸为d=50mm
90mm21.75mm故d=50mm。又右边套筒长取20mm所以l=20+21.75=41.75mm.
4）取安装齿轮段轴径为d=54mm，已知齿轮宽为65mm取l=63mm。齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=6mm则此处d=66mm。宽度b1.4h取l=10mm
5）VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30210所以d=50mm，所以此处轴肩高h0.07d