带式运输机传动装置的设计.docx

机械设计课程设计说明书
设计题目：带式输送机传动系统设计
系（院）别：纺织服装学院
专业班级：纺织工程083班
学生姓名：方第超
指导老师：孙桐生老师
完成日期：2010年12月

机械课程设计
目 录

一 课程设计书 2

二 设计要求 2

三 设计步骤 2

1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
5. 设计V带和带轮 6
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30

四 设计小结 31
五 参考资料 32

第一章 设计任务书
1、设计的目的
《械设计课程设计》是为机械类专业和近机械类专业的学生在学完机械设计及同类课程以后所设置的实践性教学环节，也是第一次对学生进行全面的，规范的机械设计训练。其主要目的是：
（1）培养学生理论联系实际的设计思想，训练学生综合运用机械设计课程和其他选修课程的基础理论并结合实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展学生有关机械设计方面的知识。
（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械设计，使学生掌握一般机械设计的程序和方法，树立正面的工程大合集思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力。
（3）课程设计的实践中对学生进行设计基础技能的训练，培养学生查阅和使用标准规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图、数据处理、计算机辅助设计等方面的能力。
2、设计任务
设计一用于带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。
在课程设计中，一般要求每个学生完成以下内容：
1）减速器装配图一张（A1号图纸）
2）零件工作图2~3张（如齿轮、轴或箱体等
3）设计计算说明书一份（8000字左右）
3、设计内容
一般来说，课程设计包括以下内容：
1）传动方案的分析和拟定
2）电动机的选择
3）传动系统的远动和动力参数的计算
4）传动零件的设计计算
5）轴的设计计算
6）轴承、联接件、润滑密封及联轴器的选择和计算
7）箱体结构及附件的计算
8）装配图及零件图的设计与绘制
9）设计计算说明书的整理和编写
10）总结和答辩
第二章 带式传动机传动系统设计
1、设计题目：单级圆柱齿轮减速器及V带传动
2、传动系统参考方案（如图）：

3、原始数据： F=2.3kN　　　F：输送带工作拉力；
　　　　 V=1.1m/s　　 V：输送带工作速度；
　　　　 D=300mm D：滚筒直径。
4、工作条件
连续单向运转，空载启动，工作时有轻微震动，工作年限8年，两班制工作。
第三章 电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：
按已知的工作要求和条件，选用 Y系列三相交流异步电动机（JB/T10391-2002）。
2、工作机所需要的有效功率
根据已知条件，工作机所需要的有效功率
Pw=F·V/1000=2300×1.1/1000=2.74kw
设：η2w—输送机滚筒轴至输送带间的传动效率
ηc— 联轴器效率0.99
ηg—闭式圆柱齿轮效率0.97
ηb—一对滚动轴承效率0.98
ηcy—输送机滚筒效率0.96
估算传动系数总效率:
η01=ηc=0.95
η12=ηb·ηg=0.99×0.97=0.9603
η34=ηb·ηc=0.99×0.99=0.9801
η3w=ηb·ηcy=0.99×0.96=0.9504
则传动系统的总效率η为：
η=η01·η12·η34·η3w
=0.95×0.9603×0.9801×0.9504=0.84
3、工作时电动机所需功率为：
Pd= Pw/η=2.74/0.84=4.46 kw
由表12-1可知 ，满足Pe≥Pd条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率取为3.0 kw。
4、电动机转速的选择：
nw=60000v/πd=60000×1.1/3.14×300=70.06r/min
初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由表12-1可知对应额定功率Pe为3.0kw的电动机型号分别为Y132sM2-6和Y132s-4,现将两个型号的电动机有关技术数据及相应的算得的总传动比例表1-2中。
表1-2 方案的比较
方案号
电动机型号
额电功率（kw）
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
Ⅰ
Y132M2-6
3.0
1000
960
Ⅱ
Y132s-4
3.0
1500
1440

总传动比
D（mm）
E(mm)

Ⅰ
13.38
38
80

Ⅱ
20.09
38
80

通过上述两种方案比较用以看出：方案Ⅰ选用的电动机转速高，质量轻，价格低，总传动比为13.38，故选方案Ⅰ较为合理，由表12-2查得电动机中心高H=132mm；轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为：D=38mm和E=80 mm。

第四章 各级传动比的分配
1、总传动比: i总=nm/nw=960/63.70=15.07
由传动方案图可知：i1=3； i2=5； i3=1
传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下：
1轴（电动机轴）
n1=nm=960r/min
P0=pd=4.46kw
Td=9550·pd/nm=29.58N·m
2轴（减速器高速轴）
n2=n1/i1=320r/min
P2=p0·n01=4.46×0.95=4.23kw
T2=9550·p2/n2=126.24N·m
3轴（减速器低速轴）
n3=n2/i2=64r/min
P3=P2×0.98×0.98×0.97=3.94kw
T3=9550·p3/n3=587.92N·m
4轴（工作轴）
n4=n3=64r/min
P4=P3×0.98×0.96=3.71kw
T4=9550·p4/n4=553.60N·m
2、将上述计算结果列于表1-3中以供应。

表1-3 传动系统的远动和动力参数

电动机
2轴
3轴
工作机
转（r/min）
960
320
64
64
功率（kw）
4.46
4.23
3.94
3.71
转矩（N·m）
29.58
126.24
587.92
553.60
传动比i
1
3
5
1
第五章 齿轮的设计
1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力
根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表5-6得
小齿轮 45钢 调制处理 齿面硬度HBS1=230
大齿轮 45钢 正火处理 齿面硬度 HBS2=190
两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求
2、确定材料许用接触应力
查表5-11得，两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为：
δhlim1=480+0.93(HBS1-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpa δhlim2=480+0.93(HBS2-135)=480+0.93(190-135)=531.2 Mpa
由表5-12按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数：sh lim1=1.0
两齿轮材料的许用接触应力分别为
[δH1]= δh lim1/ sh lim1=568.4 Mpa
[δH2]= δh lim2/ sh lim1=531.2 Mpa
3、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计
查表5-8，取载荷系数K=1.2；
查表5-9，查取弹性系数ZE=189.8；取齿宽系数Ψd=1
(闭式软齿面)；[δH]取其中较小值为531.2Mpa代入。故
d1≥
=76.34mm
4、几何尺寸计算
齿数 由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值是20～40，取Z1=27，则Z2= 81
模数 m=d1/Z1=2.83mm
由表5-2，将m转换为标准模数，取m=3mm
中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm
齿宽 b2=Ψdd1=1×76.34=76.34mm，取整b2=76mm
b 1= 76+（5~10）mm，取b 1=80mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
由校核公式（5-35）
δF=YFYs
查表5-10，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别是（YF2 ,Ys2 由线性插值法求出）
Z1 =27时 YF1 =2.57 Ys1=1.60
Z2 =81时 YF2 =2.218 Ys2 =1.77
查表5-11，两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
δf lim1 =190+0.2(HBS1-135)=209 Mpa
δf lim2 =190+0.2(HBS2-135)=201 Mpa
查表5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为sF lim1 =1.0
两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为
[δF1]= δh lim1/ sh lim1 =209 Mpa
[δF2]= δh lim2/ sh lim2 =201 Mpa
将上述参数分别代入校核公式（5-35），可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为
δF1=YF1Ys＜[δF1]=209 Mpa
δF2=YF2Ys2＜[δF2]=201 Mpa
所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够。
6、齿轮其他尺寸计算
分度圆直径 d1=mZ1 =3×27=81 mm
d2=mZ2 =3×81=243 mm
齿顶圆直径 da1=d1+2ha=81+2×3=87mm
da2=d2+2ha=243+2×3=249mm
齿根圆直径 df1=d1-2hf=81-2×1.25=77.25mm
df2=d2-2hf=243-2×1.25=239.25mm
中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm
齿宽 b1=80mm b2=76mm
7、选择齿轮精度等级
齿轮圆周速度 v1==1.36m/s
查表5-7，选齿轮精度等级：第Ⅱ公差组为9级，由“齿轮传动公差”查得
小齿轮 9-9-8 GJ GB10095-88
大齿轮 9-9-8 HK GB10095-88

第六章 轴的设计
从动轴的设计
1、选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力：
由于为普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。查表15-1得σb=600Mpa，查表15-5得[σb]-1=55 Mpa
2、估算轴的最小直径：
由表15-2查得A=110，根据公式（15-1）得:
d1≥A=42.295mm
考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即42.295×1.05=44.40mm。该轴的外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。查手册表选用柱销联轴器，其型号为为HL3，最小直径d1=45mm
3、轴的设计计算并绘制结构草图：
（1）确定轴上零件的布置方案和固定方法：
参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（H7/r6）作轴向固定。右端参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（H7／r6）作周向固定，右端轴承用轴肩和过度配合（H7／K6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7／K6）固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承端盖轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板轴向固定，用平键作周向定位。
（2）直齿轮在工作中不会产生轴向力，故两端采用深沟球轴承。轴承采用润滑，齿轮采用油浴润滑。
（3）确定轴的各段直径：
外伸端直径d1=45mm
按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为d2=d1＋2h=d1＋2×0.07d1=51.3mm由于该段处安装垫圈，故取标准直径d2=56mm
考虑轴承的内孔标准，取d3=d7=60,初选轴承型号6212。
直径为d4的轴段为轴头，取d4=66mm
轴环直径d5=d4＋2h=64×（1＋2×0.07）=70mm
根据轴承安装直径，查手册得d6=68mm
（4）确定轴的各段长度：
L4=74mm（轮毂宽度为B2=76mm。L4比B2长1~3mm）
L1=58mm（HL3弹性注销联轴器J型轴孔长度为B1=60mmL1 比B1短1~3mm）
L7=23mm( 轴承宽度为B3=22mm , 挡油环厚1mm)
L5=8mm（轴环宽度为b≥1.4h）
根据减速器结构设计的要求，初步确定Δ2=10~15mm l2=5~10mm
L6=Δ2＋12﹣L3=11mm
L3=B3＋l2＋Δ2＋(1~3)=42mm
L2=55mm(根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为（55~65mm）
两轴承之间的跨距：
L=B3＋2I2＋2Δ2＋B2=23＋2(5~10mm)＋2×（10~15mm）＋82=135mm
4、从动齿轮的受力计算
分度圆直径d1=mz=3×81=243mm
转矩 T=9.55×106×P／n=587921N·mm
圆周力Ft=2T／d1=4839N
径向力 Fr=Ft×tan20o =1761N
5、按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算
1）绘制轴的受力简图见图8-2（a）
2）将齿轮所受力分解成水平H和铅垂平面V内的力
3）求水平面H和铅垂平面V的支座反力
1 水平面H内的支座反力:
FH1=FH2= Fr/2=880N
2 铅垂平面V内的支座反力：
RV1=RV2= Ft/2=2420N
4）绘制弯矩图:
1 水平面H的弯矩图见图8-2(b)
MH=65FH1=65×880=57200N
2 铅垂面V的弯矩图见图8-2(c)
MV=65×RV1=65×2420=157300N
3 合成弯矩图见8-2(d)
M合=(MH2+MV2)1/2=(572002+1573002)1/2=167377N·mm
4 绘制扭矩图见图8-2(e)
T=587921N·mm
5 绘制当量弯矩图见图8-2(f)
单向转动，故切应力脉动循环，取α=0.6 ，b截面当量弯矩为：
Mea=αT=0.6×587921=352752N·mm
6、校核轴的强度
根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面为危险截面，下面分别进行校核：
1）校核a截面
da≥=40mm
考虑键槽后，由于da=40×1.05=42mm<d1=45mm，故a截面安全。
2）校核b截面
Meb= M合=167377N·mm
db≥ =31mm
考虑键槽后，由于db=31×1.05=32.55mm<d4=63mm，故b截面安全。因为危险截面a、b均安全，所以原结构设计方案符合要求。
主动轴的设计
1、选取材料和热处理的方法，并确定轴材料的许用应力
根据设计要求，普通用途，中小功率，单向运转，选用45钢正火处理。查表15-1得δb =600 Mpa,查表15-5[δ]0=55Mpa.
2、估算轴的最小直径由表15-2查取A=110，根据公式（15-1）得
d1≥=26.2mm
考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即26.2×1.05=27.51mm。该轴的外端安装V带轮，为了补偿轴的偏差，选用腹板式带轮，最后取轴的最小直径为d1=30mm。
3、轴的结构设计并绘制草图。
1）确定轴上零件的布置方案和固定方式
2）参考一般减速器机构
3）确定轴的各端直径
外端直径d1=30mm
按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取穿过轴承盖周段的轴径为d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=34.2mm ，由于该处安装垫圈，故取标准直径d2=36mm考虑到轴承的内孔标准。取d3=d7=45mm（两轴承类型相同）。初选深沟球轴承型号为6209。
直径为d4的轴段为轴头，取d4=54mm
轴环直径d5=50mm，
根据轴承安装直径，查手册得d6=47mm。
4、确定各轴的长度：
L4=84mm（轮毂宽度为B2=82mm。L4比B2长1~3mm）
L1=58mm（HL3弹性注销联轴器J型轴孔长度为B1=60mmL1 比B1短1~3mm）
L7=20mm（轴承的宽度B3为19mm，加1mm 的挡油环）
L5=8mm（轴环宽度为b≥1.4h）
根据减速器结构设计的要求，初步确定
Δ2=10~15mm l2=5~10mm
L6=△2+L2-L5=11mm
L3=B3+L2+△2=42mm
L2=55mm
两轴承的跨距
L=B3+2L2+2△2+B2=22+2×（5~10）+2×（10~15）+56=135mm
5、主动轴的受力计算
分度圆直径d1=mz=3×27=81mm
转矩 T=9.55×106×P／n=126239N·mm
圆周力Ft=2T／d1=3117N
径向力 Fr=Ft×tan20o =1134N
6、按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算
(1)绘制轴的受力简图
(2)将齿轮所受力分解成水平H和铅垂平面V内的力
(3)求水平面H和铅垂平面V的支座反力
1 水平面H内的支座反力:
FH1=FH2= Fr/2=567N
2 铅垂平面V内的支座反力：
RV1=RV2= Ft/2=1558N
(4)绘制弯矩图:
1 水平面H的弯矩图
MH=65FH1=65×567=36855N
2 铅垂面V的弯矩图
MV=RV1=65×1558=101270N
3 合成弯矩图见8-2(f)
M合=(MH2+MV2)1/2=(368552+1012702)1/2=107767N·mm
4 绘制扭矩图
T=126239N·mm
5 绘制当量弯矩图
单向转动，故切应力脉动循环，取α=0.6 ，b截面当量弯矩为：
Mea=αT=0.6×126239=75743N·mm
7、校核轴的强度
根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面为危险截面，下面分别进行校核：
1） 校核a截面
da≥=23.96mm
考虑键槽后，由于da=23.96×1.05=25.158mm<d1=32mm，故a截面安全。
2）校核b截面
Meb= M合=107767N·mm
db≥ =26.96mm
考虑键槽后，由于db=26.96×1.05=28.3mm<d4=47.5mm，故b截面安全。
因为危险截面a、b均安全，所以原结构设计方案符合要求。
8、绘制轴的零件图（略）

第七章 V带传动的设计
1、选择V带型号：
由表11-7查得KA=1.1，PC=KA· pd=1.1×4.46=4.906kw
根据PC=4.906kw，nm=960r/min，由图11-8可选取普通B型的。
2、确定带轮基准直径，并验算带速V：
由图11-8可知，小带轮基准直径的推进值为112～140
由表11-8，则取dd1=125mm
由dd2=dd1·nm/n1=125×960/240=500mm
由表11-8取dd2=500mm,实际传动比i为：
i=dd2/dd1=500/125=4
由(11-14)式得：v=兀dd1n0/60·1000=6.28m/s
v值在5～25m/s范围内，带速合格。
3、确定带长Ld和中心距a：
由(11-15)式得：0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
437.5mm≤a0≤1250mm
初选中心距：a0= 550mm
由(11-16)式得：
L0=2a0+兀（dd1+dd2）/2+（dd2－dd1）2/4a0=2145.17mm
由表11-2取Ld=2240mm
由式（11-17）得实际中心距为：
a≈a0+（Ld－L0）/2=597.415mm
4、验算小带轮的包角a1，由式（11-18）得：
a1 =1800－57.30 ×（dd2－dd1）/a=144.040＞1200（满足要求）
5、确定V带的根数z：
查表11-4，由线性插值法可得：
p=1.64+[（1.93－1.64）/(1200－950) ]·（960－950）=1.65kw
查表11-5，由线性插值法可得：
△p=0.25+[（0.3－0.25）/(980－800) ]·（960－800）=0.294kw
查表11-6，由线性插值法可得：
ka=0.89+[（0.92－0.89）/(150－140) ]·（144.04－140）=0.902
查表11-2，可得kL=1.00
由式（11-19）得V带根数z为：
z= p C/[（p ＋△p ）kakL]
=4.906/[（1.65＋0.294 ）0.902·1.00]=2.8（根）
取整数：故z=3（根）
6、计算单根V带预紧力F0:
查表11-1得q=0.17kg/m，由式（11-20）得单根V带的预紧力F0为：F0=500p C /z V [（2.5/ka）－1]＋qV 2
=500×4.906/[3×6.28(2.5/0.902－1)]＋0.17×6.282
=237.15KN
7、计算V带对轴的压力Q：
由式（11-21）得V带对轴的压力Q为：
Q=2zF0sin(a1/2)=2×3×237.15sin(144.04o/2)=1232.23N
8、 V带轮的结构设计，并绘制V带轮的零件工作图（略）。
第八章 键联接的选择
标准键的选择包括键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、垫片的选择。
1、键的选择
查表4-1（机械设计基础课程设计）
Ι轴与齿轮相配合的键：b =10mm, h = 8 mm, t = 5.0mm, t1=3mm
Π轴与大齿轮相配合的键：b =16mm, h = 10mm, t = 6.0mm, t1 = 4mm
Π轴与联轴器相配合的键：b = 12mm, h = 8mm, t = 5mm, t 1= 3mm
2、联轴器的选择
根据轴设计中的相关数据，查表4-1（机械设计基础课程设计），选用联轴器的型号为HL2, GB5014 – 85。
3、螺栓、螺母、螺钉的选择
考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的结构，以及其他因素的影响
选用螺栓GB5782 – 86, M6*25和GB5782 – 86, M10*35 ，
GB5782 – 86, M10*25三种。
选用螺母GB6170 – 86, M10和GB6170 – 86, M12两种。
选用螺钉GB5782 – 86, M6*25和GB5782 – 86, M6*30两种。
第九章 减速器的润滑与密封
1、减速器的润滑
为了降低摩擦，减少磨损和发热，提高机械效率，减速器的传动零件和轴承等必须进行润滑。
润滑油粘度的荐用值见表20-1
2、减速器的密封
为了阻止润滑剂流失和防止外界灰尘、水分及其他杂物渗入，减速器中应该设置密封装置。
由减速器的结构特点可选择接触式密封中的毡圈油封密封
第十章 设计心得
第十一章