毕业设计-带式输送机传动装置设计课程设计.doc

机械设计课程设计

设计说明书

设计题目: 带式输送机传动装置设计

院系名称： 机电工程学院 专业班级：
学生姓名： 学号：
指导教师：

目　录
一、设计数据及要求 3
二、确定各轴功率、转矩和电机型号 3
1.工作机有效功率 3
2.查各零件传动效率值 3
3.电动机输出功率 4
4.工作机转速 4
5.选择电动机 4
6.理论总传动比 4
7.传动比分配 5
8.各轴转速 5
9.各轴输入功率： 5
10.电机输出转矩： 5
11.各轴的转矩 5
12.误差 6
三、齿轮传动校核计算 6
（一）、高速级 6
（二）、低速级 11
四、初算轴径 16
五、校核轴的强度和轴承寿命： 17
（一）、输入轴 17
（二）、中间轴 19
（三）、输出轴 22
六、箱体结构的设计 23

一、设计数据及要求
F=2500N D=350mm v=1.0m/s
机器载荷特性：平稳； 机器的最短工作年限：五年；

二、 确定各轴功率、转矩及电机型号
1.工作机有效功率

2.查各零件传动效率值
联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 滚筒

故：
3.电动机输出功率

4.工作机转速

电动机转速的可选范围： 取1000
5.选择电动机
选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw
电动机外形尺寸
中心高H
外形尺寸

底脚安装尺寸

底脚螺栓直径
K
轴伸尺寸
D×E
键联接部分尺
寸
F×GD
132

216×140
12
38×80
10×33
×38

6.理论总传动比

7.传动比分配
故 ，

8.各轴转速

9.各轴输入功率：

10.电机输出转矩：

11.各轴的转矩

12.误差

带式传动装置的运动和动力参数
轴 名
功率 P/
Kw
转矩 T/
Nmm
转速 n/
r/min
传动比 i
效率 η/
%
电 机 轴
2.940
29246.875
960
1
99
Ⅰ 轴
2.9106
28954.406
960
4.956
96
Ⅱ 轴
2.7950
137801.164
193.70
3.54
96
Ⅲ 轴
2.6840
468449.821
54.72
Ⅳ 轴
2.6306

463765.323
54.72
1
98
三、齿轮传动校核计算
（一）、高速级
选择齿轮材料，热处理方式和精度等级
考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45号钢（调质），齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢（调质），齿面硬度为210HBS,齿轮均为软齿面，闭式。
选用8级精度。
1．传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式软齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和
尺寸。由参考文献P216公式10-17可得：

式中各参数为：
（1）小齿轮传递的转矩：
（2）初选=19, 则
式中： ——大齿轮数；
——高速级齿轮传动比。
（3）由参考文献P205表10-7，选取齿宽系数。
（4）初取螺旋角。由参考文献公式可计算齿轮传动端面重合度：

（5）由图10-30选取区域系数
（6）由图10-6查得材料的弹性影响系数
（7）初取齿轮载荷系数=1.3。
（8）许用接触应力：
由表10-21d可得两齿轮的接触疲劳强度极限应力分别为：
和。
由参考文献P206，取安全系数=1。
小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：

式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；
——齿轮工作时间。
由参考文献P207图10-19查得接触疲劳寿命系数为：
故许用接触应力为

许用接触应力

初算小齿轮分度圆直径

-2 ．计算传动尺寸
（1）计算载荷系数
由参考文献[1] P130表8.3查得使用

（2）计算齿宽b及模数

（3）计算纵向重合度

（4）计算载荷系数K
由参考文献图10-8查得动载系数；
由参考文献表10-4查得齿向载荷分布系数；
由参考文献表10-3查得齿间载荷分配系数，则

（5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得

（6）计算模数

按齿根弯曲强度计算
由式（10-17）

（1）计算载荷系数

（2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数
（3）计算当量齿数
，
（4）查取齿形系数
由表10-5查得=2.80，=2.18
（5）查取应力校正系数
由表10-5查得=1.55，=1.79
（6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限
（7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，
（8）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-22得

（9）计算大小齿轮的并加以比较

小齿轮的数值大
2、设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的齿面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由

取，则
3、几何尺寸计算
(1)计算中心距

将中心距圆整为134mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数、、等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度

圆整后取，
（二）、低速级
小齿轮选用45号钢（调质），齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢（调质），齿面硬度为210HBS,齿轮均为软齿面，闭式。
选用8级精度。
1．传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式软齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和
尺寸。由参考文献P216公式10-17可得：

式中各参数为：
（1）小齿轮传递的转矩：
（2）初选=23, 则
式中： ——大齿轮数；
——低速级齿轮传动比。
（3）由参考文献P205表10-7，选取齿宽系数。
（4）初取螺旋角。由参考文献公式可计算齿轮传动端面重合度：

（5）由图10-30选取区域系数
（6）由图10-6查得材料的弹性影响系数
（7）初取齿轮载荷系数=1.3。
（8）许用接触应力：
由表10-21d可得两齿轮的接触疲劳强度极限应力分别为：
和。
由参考文献P206，取安全系数=1。
小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为：

式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；
——齿轮工作时间。
由参考文献P207图10-19查得接触疲劳寿命系数为：
故许用弯曲应力为

许用接触应力

初算小齿轮分度圆直径

-2 ．计算传动尺寸
（1）计算载荷系数
由参考文献[1] P130表8.3查得使用

（2）计算齿宽b及模数

（3）计算纵向重合度

（4）计算载荷系数K
由参考文献图10-8查得动载系数；
由参考文献表10-4查得齿向载荷分布系数；
由参考文献表10-3查得齿间载荷分配系数，则

（5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得

（6）计算模数

按齿根弯曲强度计算
由式（10-17）

（1）计算载荷系数

（2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数
（3）计算当量齿数
，
（4）查取齿形系数
由表10-5查得=2.63，=2.21
（5）查取应力校正系数
由表10-5查得=1.585，=1.775
（6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限
（7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，
（8）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-22得

（9）计算大小齿轮的并加以比较

小齿轮的数值大
2、设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的齿面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由

取，则
3、几何尺寸计算
(1)计算中心距

将中心距圆整为222mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数、、等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度

圆整后取，

四、初算轴径
（1）、选择轴的材料，确定许用应力
选轴的材料为45号钢，正火处理。根据表15-1可知：
强度极限σb=590Mpa, 屈服极限σs=295Mpa, 许用弯曲应力[σ]=55Mpa

(2)、 按扭转强度估算轴的最小直径，

齿轮轴的最小直径：。
中间轴的最小直径：。
输出轴的最小直径：。
式中：A——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献表15-3，取
考虑Ⅰ、II、III轴端有两个键槽，将轴径增大10%，即

(3) 为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器型号
联轴器的计算转矩查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，，则：

根据选用的Y132S-6电动机的外伸轴径为38mm，查GB/T5014—2003，选用弹性柱销联轴器，其型号为LX2和LX4，半联轴器的孔径 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 与上诉增大10%后的轴径比较，最后取轴的最小直径为, ,
五、轴的强度校核和轴承寿命计算
5-1、Ⅰ轴
（1）从动齿轮的计算。
分度圆直径d=45.01mm, 转矩T1=28954.406N·mm

，

由前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由工程材料及其成形基础表（《机械设计》表15-1）查得
抗拉强度=640Mpa . 由表16-5（《机械设计》）查得
对于7006C型的角接触球轴承,a=12.2mm
=51.8mm =161.8mm

按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
==
〈 [] 此轴合理安全
计算轴承寿命
由参考文献查7006C轴承得轴承基本额定动负荷=15.2KN，基本额定静负荷=10.2KN
先初取e=0.4
轴承1的总支撑反力：
轴承2的总支撑反力：
轴承1的派生轴向力为：
轴承2的派生轴向力为：
由于
故轴承1的轴向力，
轴承2的轴向力
由 由参考文献表13-5可查得：再计算
轴承1的派生轴向力为：
轴承2的派生轴向力为：
由于
故轴承1的轴向力，
轴承2的轴向力
由
又
取
故
取
根据轴承的工作条件，查参考文献得温度系数，载荷系数，寿命系数。轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
，故轴承寿命满足要求

II轴
（1）从动齿轮2的计算。
分度圆直径=223mm, 转矩T2=137801.164N·mm
，

从动齿轮3的计算。
分度圆直径=94.57mm, 转矩T2=137801.164N·mm
，

由前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由工程材料及其成形基础表（《机械设计》表15-1）查得
抗拉强度=640Mpa . 由表16-5（《机械设计》）查得
对于7008C型的角接触球轴承,a=14.7mm
=47.3mm =143mm =82.3mm
齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：

轴向外部轴向力合力为：
计算轴承支反力：
竖直方向，轴承1
轴承2
水平方向，轴承1 ，与所设方向相同。
轴承2，与所设方向相反。
轴承1的总支撑反力：
轴承2的总支撑反力：
计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧，竖直方向
水平方向
b-b剖面右侧，竖直方向
水平方向
a-a剖面右侧合成弯矩为
b-b剖面左侧合成弯矩为

故a-a剖面右侧为危险截面。

按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
==
〈 [] 此轴合理安全
5-3、III轴
（1）从动齿轮的计算。
分度圆直径d=334.83mm, 转矩T3=468449.821N·mm

，

由前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由工程材料及其成形基础表（《机械设计》表15-1）查得
抗拉强度=640Mpa . 由表16-5（《机械设计》）查得
对于7011C型的角接触球轴承,a=18.7mm
=91.3mm =183.3mm

按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
==
〈 [] 此轴合理安全

六.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为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10，圆角半径为R=3。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M6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 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 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.
G 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.

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