带式输送机传动装置的设计与计算-机械设计课程设计.doc

东莞理工学院 机械设计课程设计
机械设计课程设计
计算说明书

题 目：带式输送机传动装置的设计与计算

学生姓名：李

学 号：200941101

系 别：机电工程系

专业班级：机械设计制造及其自动化1班

指导教师：钟守炎 教授

起止时间：2012年5月28日— 6月17日

东 莞 理 工 学 院

目 录
1 设计题目························································3
2 设计原始数据····················································3
3 传动系统的总体设计··············································3
3.1 传动方案的确定··············································3
3.2 电动机的选择················································4
3.3 传动比的计算与分配··········································4
3.4 传动装置运动和动力参数的计算································5
4 传动零件的设计计算··············································6
4.1 高速级斜齿轮传动············································6
4.2 低速级斜齿轮传动···········································10
4.3 链传动·····················································15
5 轴的设计计算···················································17
5.1 轴的结构设计···············································17
5.2 轴的强度校核···············································21
6 滚动轴承的寿命计算·············································27
7 键的选择及强度校核·············································31
8 箱体的设计·····················································33
9 减速器附件的设计···············································35
10 润滑与密封·····················································35
11 设计小结·······················································35
12 参考文献·······················································36

计 算 及 说 明
主 要 结 果
1 设计题目
题目：带式输送机传动装置的设计与计算
工作环境：
狭小、多灰、潮湿，空气流通条件差。载荷有轻微冲击，连续单向运转，工作寿命5年，每年300个工作日，每日工作8小时。允许运输带速度误差小于。可使用三相交流电。
设计工作量:
1.减速器装配图1张；2.零件工作图2张；3.设计说明书1份。
2 设计原始数据
运输带工作拉力F
5250N
运输带工作速度v
0.55m/s
卷简直径
300mm
使用年限
5年
3 传动系统的总体设计
3.1 传动方案的确定
电动机通过联轴器输入到二级圆柱斜齿轮减速器，高速级和低速级均采用圆柱斜齿轮，然后低速级通过链传动输入到卷筒上，如图1所示。

1—卷筒
2—链传动
3—箱体
4—联轴器
5—电动机
6、7—斜齿轮传动
辅助件有：观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。

3.2 电动机的选择
3.2.1 电动机类型和结构形式的选择
按工作条件和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，为卧式闭环结构，电源电压为380V。
3.2.2电动机输出功率Pd
为了计算电动机所需功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率。设、、、、分别为凸缘联轴器、成对滚动轴承、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、开式滚子链传动、滚筒的效率，由表查得：
=0.99；=0.99；=0.97；=0.96；=0.96
则传动装置的总效率为

工作机所需功率
滚筒工作转速：
3.2.3 选取电动机
按手册表2-2、表2-2推荐的传动比合理范围，取二级圆柱斜齿轮传动传动比范围i =8-40 。取滚子链传动比i链 = 2~5，则总传动比的合理范围为i = i齿× i链 , i=16--200故电动机转速的可选范围为
= i × =（16-200）× 35.03 r/min =210.08~7006r/min
由附表19-1查出选用Y132M1-6型三相异步电动机，其参数如下：
(1) 额定功率：4KW
(2) 满载转速：960r/min
(3) 伸出端直径：38mm
(4) 伸出端安装长度：80mm
(5) 中心高度：132mm
(6) 外形尺寸：515mm*280mm*315mm
3.3 传动比的计算与分配
3.3.1 总传动比的确定
电动机满载转速
工作机（主轴）转速
总传动比
3.3.2 各级传动比的分配
取 则
∵ ∴
3.4 传动装置运动和动力参数的计算
1、计算各轴转速（r/min）

2、 计算各轴的功率（kW）

=

3、 计算各轴扭矩（N•m）

选用Y系列封闭式三相异步电动机

4传动零件的设计计算
4.1 高速级斜齿轮
1．选定齿轮类型、材料及齿数
1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮
2）材料选择．小齿轮材料为40Cr,调质处理，硬度范围为274~286HBW,平均值为280HBW，`大齿轮材料为45钢,调质处理，硬度范围取为225~255HBW，平均值为240HBW。二者材料硬度差为40HBW。
3）选小齿轮齿数＝25，故大齿轮齿数＝·＝4.69×25=117.25,取=117
4）选取螺旋角。初选螺旋角
2按齿面接触强度设计
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选
2）计算小齿轮传递的转矩

3）由表8－6选取齿宽系数（非对称布置）
4）由表8－5查得材料的弹性影响系数（均采用锻钢制造）
5）由图8－15，选取区域系数

6）由式（8－3）得

7）由式（8－4）得

8）由式（8－19）得

9）由式（8－21）得

10）由图8－21 d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限
11）由式（8－16）计算应力循环次数

12）由图8－19查得接触疲劳强度寿命系数
13）计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为１％，安全系数为=1，由式8－15得

（2）计算小齿轮分度圆直径，由式（8-22），代入中的小者，则

3.修正计算结果
1）确定模数=mm，取为标准值

2）中心距

3）螺旋角

4)

，取整b=78 取
　 5）计算圆周速度

6 ) 由表8－8选大、小齿轮均为8级精度
　 6)同前, 由图8-15查的节点区域系数
7)由式(8-3) 得

8)由式(8-4) 得

10)
11)同前,取,由式（8－19）得

由式（8-21）得
由表8－2查得使用系数,由图8-6查的动载荷系数

由

由式(8-17)得

由表8-3得

由表8-4得

故载荷系数

实际，故齿面接触疲劳强度足够。
4.校核齿根弯曲疲劳强度
(1)确定公式内的各计算值
1)

2）

3）由式8－25得
4）由图8－26和，查得螺旋角影响系数
5） ，
前面已求得

6） ，
且前已求得,由图8-12查的
7）
8）由图8－17查得齿形系数

　 由图8－18查得应力修正系数

　9）由图8－22ｃ按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，
　　 大齿轮的弯曲疲劳强度极限
10）由式（8－16）计算应力循环次数

11）由图8－20查得弯曲疲劳强度寿命系数

12）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数＝1.3，由式（8－15）得

13）按式8－23校核齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳强度足够
5．最终结果

,大小齿轮均为8级精度

4.2 低速级斜齿轮
1．选定齿轮类型、材料及齿数
1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮
2）材料选择．小齿轮材料为40Cr,调质处理，硬度范围为274~286HBW,平均值为280HBW，`大齿轮材料为45钢,调质处理，硬度范围取为225~255HBW，平均值为240HBW。二者材料硬度差为40HBW。
3）选小齿轮齿数＝25，故大齿轮齿数＝·＝4.69×25=117.25,取=120
4）选取螺旋角。初选螺旋角
2按齿面接触强度设计
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选
2）计算小齿轮传递的转矩

3）由表8－6选取齿宽系数（非对称布置）
4）由表8－5查得材料的弹性影响系数（均采用锻钢制造）
5）由图8－15，选取区域系数

6）由式（8－3）得

7）由式（8－4）得

8）由式（8－19）得

9）由式（8－21）得

10）由图8－21 d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限
11）由式（8－16）计算应力循环次数

12）由图8－19查得接触疲劳强度寿命系数
13）计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为１％，安全系数为=1，由式8－15得

（2）计算小齿轮分度圆直径，由式（8-22），代入中的小者，则

=75.89mm
3.修正计算结果
1）确定模数=mm，取为标准值
2）中心距

3) 螺旋角

4)

，取整b=91，
　 5）计算圆周速度

6 ) 由表8－8选大、小齿轮均为8级精度
　 6)同前, 由图8-15查的节点区域系数
7)由式(8-3) 得

8)由式(8-4) 得

10)
11)同前,取,由式（8－19）得

由式（8-21）得
由表8－2查得使用系数,由图8-6查的动载荷系数

由

由式(8-17)得

由表8-3得
由表8-4得

故载荷系数

=82.87
实际，故齿面接触疲劳强度足够。
4.校核齿根弯曲疲劳强度
(1)确定公式内的各计算值
1)

2）

3）由式8－25得
4）由图8－26和，查得螺旋角影响系数
5） ，
前已经求得

6），
且前已求得,由图8-12查的
7）
8）由图8－17查得齿形系数

　 由图8－18查得应力修正系数

　9）由图8－22ｃ按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，
　　 大齿轮的弯曲疲劳强度极限
10）由式（8－16）计算应力循环次数

11）由图8－20查得弯曲疲劳强度寿命系数

12）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数＝1.3，由式（8－15）得

13）按式8－23校核齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳强度足够
5．最终结果

大小齿轮均为8级精度

4.3 链传动的设计
1)求Pca
查表7-6，取小链轮齿数=35，
大链轮的齿数=2.2×35=75，取75。
由表7-6查得，单排链，则计算功率为

2）求链节距数Lp

取
3）按小链轮转速估计，由于点在功率曲线的左侧,所以所选系数一致。
故由图7-8得

4）链传动功率：
5）由图7-11得：可选12A；查表7-1得
6）确定中心距a
a=[()+ ]

=517.72mm
中心距调整量
△
实际中心距
△
7）.计算链速v,确定润滑方式

由v=0.85m/s和链号12A，由图7-12可知应采用滴油润滑。
8）计算作用于轴上压轴力
有效圆周力为：

9）根据链节距p=19.05，v=0.85m/s和链号12A，由图7-12选用润滑方式Ⅱ（滴油润滑）
10）链条标记
由计算结果，采用单排12A滚子链，节距为19.05，链节数为137节其标记为：12A-1-137 GB/T 1243-1997

11) 滚子链主要尺寸和极限拉伸载荷（单排）
链号
节距

排距

滚子
外径

内链节内宽

销轴
直径

内链板高度

极限拉伸载荷

每米
质量

12A
19.05
15.36
15.05
19.80
10.54
40.38
96.8
4.70

12）链轮的基本参数和主要尺寸
名称
符号
计算公式
结果
分度圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

齿高

确定的最大轴凸缘直径

5 轴的设计计算
5.1 轴的结构设计
（1） 高速轴
1) 最小直径的确定
轴材料为45钢，调质处理取。于是

轴截面上有一个键槽，轴径增大5%-7%，故

最小轴径处安装联轴器，故同时选取联轴器型号。
计算转矩，查表14-1得

由电动机型号Y132M1-6知用于装联轴器轴端的直径和长度分别为和
按照计算转矩小于联轴器公称转矩以及联轴器轴孔直径的范围应与连接两轴的直径相适应。查GB/T5014-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，许用转速为，轴孔直径范围为30,32,35,38,40,42,45,48mm，符合要求。故最小直径为30mm，即，半联轴器与轴相配合的毂孔长度为。
2) 径向尺寸的确定
：最小直径处与电动机相连安装联轴器的外伸轴段，因此

：为了满足联轴器的轴向定位要求，左端应制出一轴肩，定
位轴肩高度：，取
，
：滚动轴承轴段，由，取轴承内径为40mm,型号为7208，尺寸为：，安装尺寸，。
:过渡段，由轴承安装尺寸得
：小齿轮分度圆直径77.465mm，
，采用齿轮轴，取
：定位轴肩，
：滚动轴承段，
3) 轴向尺寸的确定
：由半联轴器与轴相配合的毂孔长度为，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上，
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，
：由滚动轴承宽度确定 ，
：由装配关系、箱体结构确定，
：由小齿轮轮毂宽度，
：由装配关系、箱体结构确定，
：
（2） 中间轴
1) 径向尺寸的确定
：最小直径处，滚动轴承段，轴材料为45钢，调质处理，取。于是

故取，选择轴承型号7208，尺寸为
，安装尺寸，。
：小齿轮段，分度圆直径,故不做齿轮轴，由于，配合段应取标准值，故。
：轴环段，定位高度：，取，
:大齿轮段，
：滚动轴承段，
2) 轴向尺寸的确定
：由滚动轴承和装配关系确定，
：小齿轮轮毂宽度96mm，取
：轴环宽度 ，，取
：大齿轮轮毂宽度78mm，
：
（3） 低速轴
1) 最小直径的确定
轴材料为45钢，调质处理取。于是

轴截面上有一个键槽，轴径增大5%-7%，故

最小轴径处安装联轴器，故同时选取联轴器型号。
选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500。取，半联轴器与轴相配合的毂孔长度为。
2) 径向尺寸的确定
：最小直径处
：为了满足联轴器的轴向定位要求，左端应制出一轴肩，定
位轴肩高度：，取，
：滚动轴承轴段，由，取轴承内径为65mm,型号为7213，尺寸为：，安装尺寸，。
:过渡段，由轴承安装尺寸得
： 轴环，定位高度：，取

：大齿轮分度圆直径，
：滚动轴承段，
3) 轴向尺寸的确定
：由半联轴器与轴相配合的毂孔长度为，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上，
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，
：由滚动轴承宽度确定 ，
：由装配关系确定，
：轴环宽度，取
：由大齿轮轮毂宽度，
：由装配关系确定，
5.2 轴的校核计算
（1） 高速轴
1) 轴上受力分析
圆周力：
径向力：
轴向力：
2) 计算作用于轴上的支反力
其中，
水平面内的支反力

垂直面内的支反力

3) 计算轴的弯矩、并画弯矩图
计算截面C处的弯矩

分别画出垂直面和水平面的弯矩图，求合成弯矩并画其弯矩图

4) 画扭矩图

5) 校核轴的强度
单向转动，脉动循环应力，取0.6

故安全。
（2） 中间轴
1) 轴上受力分析
大齿轮圆周力：
径向力：
轴向力：

小齿轮圆周力：
径向力：
轴向力：
2) 计算作用于轴上的支反力
其中，
水平面内的支反力
u
垂直面内的支反力

3) 计算轴的弯矩、并画弯矩图
计算截面C处的弯矩

计算截面D处的弯矩

分别画出垂直面和水平面的弯矩图，求合成弯矩并画其弯矩图

4) 画扭矩图

5) 校核轴的强度
D右截面为危险截面。单向转动，脉动循环应力，取0.6。

故安全。
（3） 低速轴

1) 轴上受力分析
圆周力：
径向力：
轴向力：
2) 计算作用于轴上的支反力
其中，
水平面内的支反力

垂直面内的支反力

3) 计算轴的弯矩、并画弯矩图
计算截面C处的弯矩

分别画出垂直面和水平面的弯矩图，求合成弯矩并画其弯矩图

4) 画扭矩图

5) 校核轴的强度
单向转动，脉动循环应力，取0.6

故安全。
6 滚动轴承的寿命计算
（1） 高速轴上的轴承
初选轴承为7208C，其尺寸为，基本额定载荷。

1) 求轴承所受径向载荷
轴向力：
水平面：
垂直面：

2) 求两轴承的轴向力

因为，分析得知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由此可得：

3) 计算当量动载荷

查表并插值计算得：

因为轴承运转有轻微振动，故取

4) 验算轴承寿命
因，故按轴承1计算轴承寿命。

因为，所以所选轴承满足寿命要求。
（2） 中间轴上的轴承
初选轴承为7208，其尺寸为，基本额定载荷。

5) 求轴承所受径向载荷
轴向力
水平面：
垂直面：

6) 求两轴承的轴向力

因为，分析得知，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。由此可得：

7) 计算当量动载荷

查表并插值计算得：

因为轴承运转有轻微振动，故取

8) 验算轴承寿命
因，故按轴承1计算轴承寿命。

因为，所以所选轴承满足寿命要求。

（3） 低速轴上的轴承
初选轴承为7213，其尺寸为，基本额定载荷。

1) 求轴承所受径向载荷
轴向力：
水平面：
垂直面：

2) 求两轴承的轴向力

因为，分析得知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由此可得：
3) 计算当量动载荷

查表并插值计算得：

因为轴承运转有轻微振动，故取

4) 验算轴承寿命
因，故按轴承2计算轴承寿命。

因为，所以所选轴承满足寿命要求。

7 键的选择及强度校核
（1） 高速轴联轴器处
1) 确定键的类型和尺寸
齿轮为8级精度，定心要求高，选用A型圆头普通平键。轴径时，则键的截面尺寸为。联轴器毂孔长度=60mm，取键长。
2) 校核连接强度
轴材料为钢，轻微冲击，静连接，许用挤压应力
键工作长度
键与联轴器键槽的接触高度

故挤压强度足够，满足强度要求。
（2） 中间轴小齿轮处
1) 确定键的类型和尺寸
齿轮为8级精度，定心要求高，选用A型圆头普通平键。轴径时，则键的截面尺寸为。轮毂宽度=85mm，取键长。
2) 校核连接强度
轴材料为钢，轻微冲击，静连接，许用挤压应力
键工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

故挤压强度足够，满足强度要求。
（3） 中间轴大齿轮处
1) 确定键的类型和尺寸
齿轮为8级精度，定心要求高，选用A型圆头普通平键。轴径时，则键的截面尺寸为。轮毂宽度=58mm，取键长。
2) 校核连接强度
轴材料为钢，轻微冲击，静连接，许用挤压应力
键工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

故挤压强度足够，满足强度要求。
（4） 低速轴大齿轮处
1) 确定键的类型和尺寸
齿轮为8级精度，定心要求高，选用A型圆头普通平键。轴径时，则键的截面尺寸为。轮毂宽度=80mm，取键长。
2) 校核连接强度
轴材料为钢，轻微冲击，静连接，许用挤压应力
键工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

故挤压强度足够，满足强度要求。
（5） 低速轴联轴器处
1) 确定键的类型和尺寸
齿轮为8级精度，定心要求高，选用A型圆头普通平键。轴径时，则键的截面尺寸为。联轴器毂孔长度=84mm，取键长。
2) 校核连接强度
轴材料为钢，轻微冲击，静连接，许用挤压应力
键工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

故挤压强度足够，满足强度要求。
8 箱体的设计
箱座壁度：，取
箱盖壁度：，取
箱座凸缘厚度：
箱盖凸缘厚度：
箱座底凸缘厚度：
地脚螺钉直径：，取
，
地脚螺钉数目：，
轴承旁联接螺直径：，取，
机盖与机座联接螺栓直径：
，取，
联接螺栓间距：，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，
、 、 至外箱壁距离：
、 、 至凸缘边缘距离：
轴承旁凸台半径：
轴承旁凸台高度：
外箱壁至轴承座端面距离：
大齿顶圆与内箱壁距离：，取
齿轮端面与内箱壁距离：，
箱盖、箱座肋板厚度：
，取
，取
轴承端盖外径：
轴承孔直径+
轴承端盖凸缘厚度：
，取
轴承旁连接螺栓距离：
9 减速器附件的设计
1、通气器
由于在室内使用，选简易式通气器，采用M12×1.25
2、油面指示器
选用油尺M16
3、起吊装置
采用箱盖吊换螺钉，按重量取M12，箱座采用吊环
4，放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M20×15
10 润滑与密封
1、齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽
2、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为约为4m/s，所以不开设油沟、油润滑。
3、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油220。
4、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
11 设计小结
三周的时间过去了,回想起来,在这期间,有过辛苦,有过劳累,曾想过在经历了三年的学习之后,自己在机械这方面应该算是初入门径了吧。可是经过这次设计两级圆柱齿轮减速器,还是感觉自己掌握的东西太少了,掌握的太不牢固了。
在设计的过程中，我不仅进一步巩固和加深以前所学的理论知识，通过设计把机械设计同其他有关课程（如机械制图、理论力学、材料力学等）中所获得的理论知识在设计实践中加以联系运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，在经历了我第一次进行完整的综合性机械设计之后，更培养了我初步的机械设计能力，使我具有了独立工作的能力，同时也坚定了我以后从事机械这一行业的信心和决心。
最后，我还要郑重感谢钟守炎老师和韩立芳老师，这期间，钟老师和韩老师对我们悉心指导，不辞劳苦，付出了许多的苦心与汗水，在此，我要郑重地说一声：谢谢你们！
12 参考文献
[1] 《机械设计（第2版）》，机械工业出版社，陆凤仪，钟守炎主编，2011年7月第2版.
[2] 《机械设计课程设计（第四版）》，机械工业出版社，陆玉，冯立艳主编，2006年12月第四版
[3] 《画法几何及机械制图（第六版）》，高等教育出版社，朱冬梅，胥北澜，何建英主编，2008年6月第六版.

mm

=35
=75

a=517.72mm

v=0.85m/s
滴油润滑

滚子链主要尺寸和极限拉伸载荷如左表

链轮的基本参数和主要尺寸如左表

LX3型弹性柱销联轴器

轴承型号为7208C角接触球轴承

轴承型号7208C角接触球轴承

LX4型弹性柱销联轴器

轴承型号为7213角接触球轴承

轴承1被“压紧”轴承2 被“放松”

轴承2被“压紧”轴承1被“放松”

轴承1被“压紧”轴承2被“放松”

A型圆头普通平键

A型圆头普通平键

A型圆头普通平键

A型圆头普通平键

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