皖西学院机械设计课程设计(带式输送机传动装置设计)--大学毕业设计论文.doc

机械设计课程设计
目 录
一 、 总体方案设计................. ...... 2
二 、设计要求 ............................. 2
三 、 设计步骤 ..............................
1. 传动装置总体设计方案 ............. ...........2
2. 电动机的选择....................... ..........3
3. 计算传动装置的传动比及各轴参数的确定... ...4
4. 齿轮的设计 ............................. .....6
5. 滚动轴承和传动轴的设计................ .......8
附：两根轴的装配草图.................. ........16
6.键联接设计............................ ........18
7. 箱体结构的设计....................... ........19
8.润滑密封设计 ............................. ....20
四 、 设计小结 ................................. ....20
五 、 参考资料 ................................ .....21
一 、总体方案设计
课程设计题目：
带式运输机传动装置设计（简图如下

1——V带传动
2——电动机
3—-圆柱齿轮减速器
4——联轴器
5——输送带
6——滚筒
1.设计课题：
设计一用于带式运输上的单级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，使用寿命 5年，每年365天，每天24小时，传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差为+_5%。
2.原始数据：题号3第一组
运送带工作拉力F/KN
运输带工作速度v/(m/s)
滚筒直径D/mm
1.9
1.6
400

二、设计要求
1．减速器装配图1张(三视图，A1图纸)；
2.零件图两张（A3图纸，齿轮，轴，箱体）；
3.设计计算说明书1份(8000字左右）。
三、设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
1）外传动机构为V带传动。
2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。
3) 方案简图如下图： 1——V带传动；2——电动机；3——圆柱齿轮减速器；
4——联轴器；5——输送带；6——滚筒
一传动方案拟定：
采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比需求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能。适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
2、电动机的选择
1）选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。
2）选择电动机的容量
工作机的有效功率为

从电动机到工作机传送带间的总效率为

由《机械设计基础课程设计指导书》表2-3可知：
η1：带传动 0.96（球轴承）
η2：齿轮传动的轴承 0.99 （8级精度一般齿轮传动）
η3：齿轮传动 0.97（弹性联轴器）
η4：联轴器 0.97
η5：卷筒轴的轴承 0.98
η6：卷筒的效率 0.96
所以电动机所需工作功率为

3）确定电动机转速
V带传动的传动比i1=(2-4)，单级齿轮传动比 i2 =(3-5)，一级圆柱齿轮减速器传动比范围为i=（6-20），而工作机卷筒轴的转速为

所以电动机转速的可选范围为：

根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计基础课程设计指导书》附录8，附表8-1选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如下表：
电动机型号
额定功率/kw
满载转速/(r/min)

Y1600M1-8
4
720
2.0
2.0
Y132M1-6
4
960
2.0
2.0
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1000的电动机，所以电动机的类型为Y132M1-6。
3.计算传动装置的传动比及各轴参数的确定
(1)传动比为

（ 为电动机满载转速，单位：r/min ）
分配各级传动比时由《机械设计基础课程设计指导书》表2—2
{圆柱直齿轮传动比范围i1=（3—5）
V带传动范围（2—4）取值i0=3
所以i=13
1).各轴的转速
I轴 n1 =
II轴
卷筒轴
nm为电动机的满载转速r/min；n1﹑n2为I轴﹑II轴 （I轴高速轴﹑II轴为低速轴）的转速，i0电动机至I轴的传动比，i1为I轴至II轴的传动比。
2).各轴的输入功率
电动机轴 w
轴I
滚筒轴

3）.各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩为：

I轴
II轴
滚筒轴
将上述计算结果汇总如下表所示：
轴名
功率P/kw
转矩T/(N·m)
转速n/(r/min)
传动比
效率
I轴
3.552
106.01
320

3

0.97
II轴
3.2
400
76.4

4．118

0.90

卷筒轴
3.01
376.25
76.4

电动机
3.7
36.8
960

4.齿轮的设计
1） 选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选9级精度，要求齿面粗糙度 R≤3.2～6.3.
（2）按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。确定有关参数与系数：
1）、转矩T1

2）、载荷系数K
查表10.11取K=1.1
3）、齿数z1齿宽系数
小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数z2=100.因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取。
4）、许用接触应力
由图10.24查得

由表10.10查得SH=1。

查图10.27得
由式（10.13）可得

故

由表10.3取标准模数m=2.5㎜。
（3）计算主要尺寸

经圆整后取b2=65㎜。

（4）按齿根弯曲疲劳强度校核
由式（10.24）得出，如则校核合格。
确定有关系数与参数：
1） 齿形系数YF
查表10.13得 YF1=2.65，YF2=2.18。
2） 应力修正系数YS
查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.80。
3） 许用弯曲应力
由图10.25查得 。
由表10.10查得 。
由图10.26查得 。
由式（10.14）可得

故
齿轮弯曲强度校核合格。
（5）验算齿轮的圆周速度v

由表10.22可知，选9级精度是合适的。
（6）计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图。
略。
将上述计算结果整理如下表所示：
名称
小齿轮(mm)
大齿轮(mm)
分度圆直径d
62.，5
250
齿顶高
2.5
2.5
齿根高
3.75
3.75
齿全高h

6.25
6.25
齿顶圆直径
64.5
252
齿根圆直径
55
242.5
基圆直径
58.73
234.92
中心距a
156.25
传动比i
4
5 V带的设计
（1）确定计算功率Pc
由表8.21查得KA=1.3，由式（8.12）得

（2）选取普通V带型号
根据Pc=7.15kW、n1=960r/min， 由图8.12选用B型普通V带。
（3）确定带轮基准直径dd1、dd2
根据表8.6和图8.12选取dd1=140mm，且dd2=140mm＞ddmin=125mm。
大带轮基准直径为

按表8.3选取标准值dd2=500mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为

从动轮的转速误差率为

在 以内为允许值。
（4）验算带速v

带速在5～25m/s范围内。
（5）确定带的基准长度Ld和实际中心距a
按结构设计要求初定中心距a0=1500mm。
由式（8.15）得

由表8.4选取基准长度Ld=4000mm。
由式（8.16）的实际中心距a为

中心距a的变化范围为

（6）校验小带轮包角
由式（8.17）得

（7）确定V带根数z
由式（8.18）得

根据dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.10，根据内插法可得

取P0=2.82kW。
由式（8.11）得功率增量为

由表8.18查得Kb=
根据传动比i=3.35，查表8.19得Ki=960r/min则

由表8.4查得带长度修正系数Kl=1.13，由图8.11查得包角系数Ka=0.95，得普通V带根数

圆整得z=4。
（8）求初拉力F0级带轮轴上的压力FQ
由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为

由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为

（9）带轮的结构设计
按本章8.2.2进行设计（设计过程及带轮零件图略）。
（10）设计结果
选用3根B-3150GB/T 11544—1997的V带，中心距a=968mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=469.0mm，轴上压力FQ=2067.4N。
6.传动轴的设计
齿轮轴的设计
(1) 确定输入轴上各部位的尺寸（如图）

(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45并经调质处理，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PI= 4.03 KW
转速为nⅠ=286.57 r/min
根据《机械设计基础》P265表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得：
d≥
(3)确定轴各段直径和长度
从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%～5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度
B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm
则第一段长度L1=60mm
右起第二段直径取D2=Φ38mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小
于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mm，分度圆直径为Φ62.5mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=Φ67.5mm，长度为L5=70mm
右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm长度取L6= 10mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向：
小齿轮分度圆直径：d1=62.5mm
作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55×106·P/n=134300N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×134300/250=1074.40N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1074.40×tan200=391.05N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴上支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学
模型。
水平面的支反力：FA=FB=Ft/2 =537.2N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么FA’=FB’ =Fr/2=195.525 N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=PA×24=53.352 N·m
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×24=19.2 N·m
合成弯矩：

（7）画转矩图：T1 =138.952N·m
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=100.825 N·m ,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=100825/(0.1×483)=9.11 Mpa <［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=83.371/(0.1×403)=13 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
受力图如下：

2.输出轴的设计计算
确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

(2)按扭转强度估算轴的直径
(1) 由前面计算得，传动功率P2=4.207kw, n2=76.19r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，

硬度217~255HBS
根据课本（14.2）式，并查表14.1，得
d≥
(3)确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ（41.97~47.18），根据计算转矩T= 9.55×106·P/n=527.324 N·m
Tc=RA×T=1.3×527324=685.49N·m查标准GB/T 5014—2003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=84mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,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左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为d×D×B=55×90×18，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=32
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mm
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=11.5mm
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=18mm
(4) 按弯扭合成强度校核轴径
按设计结果画出轴的结构草图（图a）
1） 画出轴的受力图（图b）
2） 作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）
Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为MHI=2003.3×97/2=97160N·mm
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为MHII=2003.3×23=46076N·mm
3） 作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为
FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145
Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为
MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为
MrII =FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm
4)合成弯矩图（图e）
MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mm

MII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm
5） 求转矩图（图f） T=9.55×106×P/n=9.55×106×4.207/76.19=527324 N·mm
求当量弯矩
6） 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数α为0.6
Ⅰ—Ⅰ截面: MeI=( 609252+(0.6×5273242）1/2=322200 N·mm

Ⅱ—Ⅱ截面：MeII=( 490332+(0.6×5273242）1/2=320181 N·mm
8)确定危险截面及校核强度
由图可以看出，截面Ⅰ—Ⅰ可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面Ⅱ—Ⅱ进行校核。
Ⅰ—Ⅰ截面：σeI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa

Ⅱ—Ⅱ截面：σeII=MeII/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa

查表得［σ-1b］=60Mpa,满足σe≤［σ-1b］的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。
其受力图如下

7．滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh5×365×24=43800小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05N
P=fp Fr=1.1×391.05=430.155N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查课本P284页，选择6208 轴承 Cr=29.5KN
根据课本式15-5有

算得Lh=187589.77＞43800
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
其草图如下：

2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查课本P154页，选择6011轴承 Cr=30.2KN
由课本式11-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
8、键的设计
1）联轴器的健
a、选择键的型号：C型键
由轴径d1=45mm，在表14.8查得键宽b=14mm，键高h=9mm，L=36～160mm。
L=54mm≤（1.6～1.8）d=72～81mm
l1=L-0.5b=54-7=47mm
由式14.7得
σjy1=4T/(dhl1)
=4×525.87×1000/（45×9×47）=110.47MPa＜【σjy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)
b、写出键的型号：选键为C14×70GB/T1096-1979
2）齿轮键的选择
a、选择键的型号：A型键
轴径d4=60mm，为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表14.8得键宽b=18mm， h=11mm，L=50～200mm,取L=56mm
l2=L-18=56-18=38mm
σjy2=4T/(dhl2)
=4×525.87×1000/（45×11×38）
=111.79MPa＜【σjy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)
b、写出键的型号：
取键A18×80GB/T1096-1979
3）输入端与带轮键
选轴径d4=30mm，查表14.8取键10×8。即
b=10，h=8，L=50
l2=L-10=60-10=50mm
σjy2=4T/(dhl2)
=4×138.95×1000/（30×8×50）
=46.317＜【σjy】
9、联轴器的选择
1）、计算联轴器的转矩
由表16.1查得工作情况系数K=1.3
由式16.1得
主动端 TC1=KT2
=1.3×400=520N·m

从动端
TC2=KTW
=1.3×376Ｎ·ｍ
=488.8N·m＜Tm=1250N·m（附表９.４）
由前面可知：
d≥C =40.23～44.37mm
又因为d=C（1+0.05）
=（40.23～44.37）（1+0.05）
=42.24～46.59mm
n2=76.４r/min＜〔n〕=4000r/min
由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器
2）确定联轴器的型号
HL4 GB5014-２００３。
由其结构取 L=11.5 d=55 D=64
10.箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用配合。
1）.机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。
2）.考虑到机体内零件的润滑，密封散热
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。
3）.机体结构有良好的工艺性
铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。
4.）对附件设计
A 视孔盖和窥视孔：
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
D通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
E位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。
F吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。

11. 润滑密封设计
对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+，H=30 =34。所以H+=30+34=64。
从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。
四 、 设计小结
通过这次对于带式输送机传动装置的设计，我收获了很多知识，同时也提高了自己实践和创造的能力。这次课程设计是我们第一次真正的去理论联系实际，在设计中我初步的了解到了课程设计的内涵和做设计时应具备的能力。设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质有很大用处。通过接近一个星期的课程设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的学习和工作打下了坚实的基础。
1．机械设计所涉及的内容是多方面的,要搞好机械设计，首先要对相关学科有所认识和了解，并且会有机结合相关的知识。然后将书本上的知识运用到实际当中，做到学以致用，这样不仅提高了我们的实践能力，并且还加深了我们对理论知识的理解。
2．通过本次课程设计，使我意识到了对于一个设计问题，解决的方案是多种多样的。在设计时，我们要严格按照要求，结合生产实际关系和工程实际问题，在节约成本和零件易于加工、装配的基础上设计出较好的零件装配图。
3在这次的课程设计过程中,我综合运用了机械设计基础课程中所学的相关知识知识与技能,并结合CAD进行制图,在这一过程中提高了我的理论水平及分析问题和解决问题的能力,对我以后要接触的各种设计打下了坚实的基础。
4．由于时间较短、准备的资料不充分以及对带式输送机传动装置的结构还是不太了解等原因，设计中还存在不少错误和漏洞，如V带的传动中V带的型号偏差较大，轴的弯矩可能较小，键的型号可能稍大………
所以在今后我还要需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，了解各种机械的构造并向老师及技术人员请教，希望在以后的课程设计中表现的更好。
5. 设计是一门需要耐心和精力的学科，要有认真谨慎的态度才能做好。
6．本次课程设计的一些不懂之处通过询问老师，得到了很好的解决。

五、 参考资料
《机械设计基础》 高等教育出版社 主编 陈立德
《机械设计基础课程设计指导书》 高等教育出版社 主编 陈立德
《机械设计基础实例教程》 北京航空航天大学出版社 主编 封立耀 肖尧先
《机械课程设计简明手册》 化学工业出版社 主编 骆素君 朱诗顺
《计算机绘图》 机械工业出版社 主编 管殿柱
《现代工程图学》 北京邮电大学出版社 主编 杨裕根 诸世敏