带式运输机传动系统设计.doc

机械设计课程设计说明书

设计题目 带式运输机传动系统设计
学 院
专 业
姓 名
班 级
学 号
指导老师 江 湘 颜
最终评定成绩

目 录
一、设计任务书 1
二、拟定传动方案 1
三、选择电动机 2
四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比 3
六、V带传动设计 4
七、齿轮传动设计 6
八、高速轴轴承的设计 7
九、高速轴直径和长度设计 9
十、高速轴的校核 10
十一、低速轴承的设计 12
十二、低速轴直径和长度设计 13
十三、低速轴的校核 14
十四、键的设计 16
十五、箱体的结构设计 17
十六、减速器附件的设计 19
十七、润滑与密封 21
十八、课程设计总结 22
十九、参考文献 22

课程设计任务书
2014～2015学年第 1 学期
学院 专业 班
课程名称： 机械设计
设计题目： 带式运输机传动系统的设计
完成期限：自 2014 年 12 月 20 日至 2014 年 12 月 31 日共 2 周
内
容
及
任
务
一、 设计的主要技术参数
带的圆周力F/N
带速v（m/s）
滚筒直径D/mm
4000
1.0
400

工作条件：二班制（每班工作8h），使用年限8年，大修期为2~3年，连续单向运转，工作载荷有轻微冲击，中批量生产，运输带速度允许误差±5%，三相交流电源电压为380/220V.

二、 设计任务
传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。

三、 工作量要求
（1） 减速机装配图1张（0号图纸）；
（2） 零件工作图2张（轴、齿轮）（3号图纸）；
（3） 设计说明书1份（6000～8000字）。（30页以上）
进度
安排
起止日期
工作内容
2014.12.20～22
传动系统总体设计、传动零件的设计计算；
2014.12.23～26
减速器装配图绘制
2014.12.27
零件工作图的绘制
2014.12.28～30
整理说明书和打印
2014.12．31
答辩
主要
参考
资料
[1] 银金光等，机械设计，北京；清华大学出版社，2010
[2] 银金光等.机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，2010
[3] 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2010
指导教师（签字）： 江湘颜 2015年 12月 6日
系主任（签字）： 银金光 2014年 12月 8 日
二、拟定传动方案
为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速nw ，即

一般常选用转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总在传动比约为8.1或12，根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。
如图2-1[2]所示的四种方案可作为其中的一部分，这些方案的主要优缺点：方案b不宜在长时间连续工作，且成本高；方案d制造成本较高。根据该带式传送机的工作条件，可在a和c两个方案中选择。现选用结构较简单、制造成本较低的方案a。
据此拟定传动方案如图：

图2-1 带式输送机传动系统运动简图
1-电动机；2-V带传动；3-二级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-滚筒；6-输送带
20

三、选择电动机
（1） 电动机类型的选择。根据动力源和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源380V。
（2） 电动机容量的选择。根据已知条件，工作机所需要的有效功率为
PW=
设：n4w=输送机、滚筒轴（4轴）主输送带间的传动效率
nc----------------------联轴器效率 nc=0.99
ng----------------------普通V带传动效率 ng=095
nb----------------------一对滚动轴承效率 nb=099
ncg----------------------输送机滚筒效率 ncg=096
传动系统总系率为

式中 n01=nc=0.95
n12=nbng=0.9603
n23=nbng=0.9603
n34=nc=0.99
n4w=nbncg=0.9504
则 总效率=0.8242
工作时，电动机所需的功率为
Pd=
由表12-1可知条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率PE应取为3kw
（3） 电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速
nw=
表2-1 电动机的数据及总传动比
方案号
电动机型号
额定功率
同步转
满载转速/(r/min
总传动比i
外伸轴径D/mm
轴外伸长度E/mm
Ⅰ
Y132S-4
5.5
1500
1440
30.16
38
80
Ⅱ
Y132M2-6
5.5
1000
960
20.10
38
80
通过对上述两种方案比较可以看出：方案Ⅰ选用的电动机转速高，质量轻，价格低，总传动比为30.16，对二级减速不算大，故选Ⅰ方案较合理。
四、确定总传动比及分配各级传动比
4.1传动装置的总传动比

带式输送机传动系统的总传动比

4.2传动比的分配
有传动系统方案知
I01=1 I12=2 =15.08

传动系统各级传动比分别为
五、传动装置运动和运动参数的计算
5.1传动装置运动和运动参数的计算

传动系统的运动和动力参数计算
传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示
0轴（电动轴）

1轴（v带）

2轴（减速器高速轴，皮带轴）

3轴（减速器低速轴）

4轴（减速器中间轴））

5轴（输送机滚筒轴

4-1 传动系统的运动和动力参数
轴号
电动机
V带
两级圆柱齿轮减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
5轴
转速n（r/min）
1440
1440
720
168.22
44.60
44.60
功率P(KW)
5.5
5.225
5.02
4.82
4.77
4.72
转矩T(NM
36.48
34.65
66.58
242.98
1021.76
1010.67
传动比
1
1
2
4.28
3.77
1

六、V带传动设计
（1）计算功率,由教材表5-7 工作情况系数2班制时的值KA=1.2

（2）选择V带型号
根据，，由课本5-11选取A型V带
（3）确定带轮基准直径，并验算带速V。
①初选小带轮直径。
由图5-11可知，小带轮基准直径的推荐值为80~100mm
由表5-8和表5-9，则取。
②验算带速V
由式（5-21）得带速

因为v值在5~25m/s，带速合适。
③计算大带轮直径。

根据表5-9，取=400mm
（4） 确定带长和中心距a。
① 由式（5-22）初定中心距
0.7（）≤≤2（）
560mm≤≤1600mm
初选中心距=1500mm
② 由式（5-23）计算带所需要的基准长度

由表5-2，取
③ 由式（5-24）计算实际中心距

（5）验算小带轮上的包角。
（6）确定V带根数。
根数Z公式为

令
传动比

查表5-5得
有查表5-6得；查表5-2得，由此可得

Z=2
取两根
7、求作用在带轮上的压力
查表5-1得q=0.18kg/m,故由式5-27
由式5-28，作用在轴上的压力为

1选定齿轮精度等级、材料、热处理方法及齿数
（1）传送设备为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB 10095—88）。
（2）材料的选择
由参考文献【1】表7-1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，二者材料硬度差为40HBS。
（3）齿数
高速级选小齿轮的齿数Z1=20, 大齿轮齿数Z2=4.33×20=86.6故取 Z2=87。
低速级选小齿轮的齿数Z3=20，大齿轮齿数Z4=20×3.34=66.8 故取Z4=67
2高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算
2.1 按齿面接触强度设计
（1） 确定公式内的各计算数值
① 试选载荷系数Knc=1.3。
② 计算小齿轮传递的转矩。
T1=242.98(N.m)
③ 由文献【1】表7-6选取齿宽系数。
④ 由文献【1】表7-5查得材料弹性影响系数Ze=189.8。
⑤ 由文献【1】7-18按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 。
⑥ 计算应力循环次数。

N1=60n1jLh=607201 (283008) =16.6108
N==0.39×10
⑦由文献【1】取接触疲劳寿命系数
⑧由文献【1】7-22计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1）

（2）计算
① 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。
60.12mm

② 计算圆周速度v。
V=2.27m/s
③ 计算齿宽b
b=1×60.12mm=60.12mm
④计算齿宽与齿高之比
m3mm

h=2.25m=2.25×3mm=6.75mm

8.91

⑤ 计算载荷系数K。
根据v=4.53m/s，7级精度，由文献【1】7-7查得动载荷系数=1.13，
由文献【1】表7-3查得直齿轮，=1；
由文献【1】表7-2查得使用系数=1；
由文献【1】图7-11用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，
=1.417。
由=8.91，=1.417由文献【1】图7-11得=1.32
K=1×1.13×1×1.417=1.60
⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得

d64.43mm
⑦ 计算模数m
m=3.22mm

2.2按齿根弯曲强度设计
由式得弯曲强度的设计公式为

(1)确定公式内的各计算数值
①由文献【1】查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa
②由文献【1】7-22取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88
③计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

④ 计算载荷系数K
K=1×1.13×1×1.32=1.49mm

⑤查取齿形系数。
由文献【1】7-16查得 =2.80 =2.18；
⑥查取应力校正系数
由7-17查得 =1.55； =1.79；
⑦计算大、小齿轮的并加以比较。
0.014

大齿轮的数值大。
(2)设计计算
m2.97mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.97mm并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=60.12mm，算出小齿轮齿数。

z20.4
取=20，
则大齿轮数 ==4.28x20=85.6，=86
. 这样设计储 的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

2.3 几何尺寸计算
(1)计算大小齿轮的分度圆直径

d20×3mm=60mm
dmm=258mm

(2)计算中心距
a=156mm

(3)将中心距调整为156mm
计算齿轮的宽度
b=60mm

圆整后去B B
3低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算
3.1 按齿面接触强度计算
根据文献【1】公式进行试算，即

(1)确定公式内的各计算数值
① 试选载荷系数。
② 计算小齿轮传递的转矩。
TN.m

③ 由文献【1】表7-6选取齿宽系数。
④ 由文献【1】表7-5查得材料弹性影响系数。
⑤ 由文献【1】图7-18按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 。
⑥ 由文献【1】式10-13计算应力循环次数。

N1=60n1jLh=60168.221 (283008) =3.86108
N1.03×10

⑦由文献【1】取接触疲劳寿命系数
⑧由文献【1】式7-22，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1）

(2)计算
① 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。
80.57mm
② 计算圆周速度v。

V=0.71m/s

③ 计算齿宽b
b=1×80.57mm=80.57mm

④计算齿宽与齿高之比。
m4.02mm

h=0.71m=0.71×4.02mm=2.85mm
28.27

⑤ 计算载荷系数K。
根据v=0.48m/s，7级精度，由文献【1】图7-7查得动载荷系数=1.02，
由文献【1】表7-3查得直齿轮，=1；
由文献【1】表7-2查得使用系数=1；
由文献【1】表7-11用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，
=1.417。
由=8.88，=1.417由文献【1】图7-11得=1.32
K=1×1.02×1×1.417=1.45

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得
d89.87mm

⑦ 计算模数m

m=4.5mm
3.2 按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

(1)确定公式内的各计算数值
①由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa
②由文献【1】图7-22取弯曲疲劳寿命系数
③计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

④ 计算载荷系数K
K=1×1.02×1×1.32=1.34mm

⑤查取齿形系数。
由文献【1】表7-16查得 =2.80 =2.22；
⑥查取应力校正系数
由文献【1】表7-17查得 =1.55； =1.77；

⑦计算大、小齿轮的并加以比较。

大齿轮的数值大。

(2)设计计算
m3.604mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数3.604并就近圆整为标准值m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径d3=77.80mm，算出小齿轮齿数。
z20.14
取Z=20，
则大齿轮数 =3.34×20=66.8，=67
. 这样设计储 的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
3.3 几何尺寸计算
(1)计算大小齿轮的分度圆直径
d20×4mm=80mm
dmm=268mm

(2)计算中心距
a=174mm

将中心距调整为174mm

(3)计算齿轮的宽度
b=1×80mm=80mm

圆整后去
B B

八、轴的结构设计及计算
8.1 高速轴的设计
8.1.1 轴上的功率、转速和转矩的计算
在前面的设计中得到

8.1.2 初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。，取，于是就有

输入轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。查得，

式中：—联轴器的计算转矩（）
—工作情况系数，按转矩变化小查得，
—高速轴的转矩（），

因此：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据GB/T 5843-2003选用YL7凸缘联轴器，其公称转矩为160 。
选取半联轴器的孔径故=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度即。
8.1.3 轴的结构设计
1. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径
式中：—轴Ⅱ处轴肩的高度（mm），查得定位轴肩的高度
，故取。
联轴器左端用轴端挡圈固定，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上所以应取Ⅰ-Ⅱ段的长度和比联轴器毂孔长略短，取。
2、初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮是直齿轮，不用考虑存在轴向力，故采用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6207
表6.3.1 6207型深沟球轴承
参数
数值mm
标准图
d
35

D
72
B
17

Ⅵ

由表6.3.1可得轴承尺寸为，故；而Ⅲ-Ⅳ-Ⅴ-Ⅵ-ⅦⅦ-ⅧⅦ-ⅧⅤ而左右两个滚动轴承都采用挡油环进行轴向定位所以 。
由手册上查得6027型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取
。
3、取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽带的58mm，为了使套筒端面可靠地压紧，此轴段应略短于齿轮轮毂宽度，故取；齿轮的有段采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，