机械设计课程设计设计用于带式运输机的传动装置

目录一．设计任务书 (2)二. 传动装置总体设计 (2)三．电动机的选择 (3)四．V带设计 (6)五．带轮的设计 (8)六．齿轮的设计及校核 (9)七．高速轴的设计校核 (14)八．低速轴的设计和校核 (21)九.轴承强度的校核 (29)十．键的选择和校核 (31)十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择 (32)十二. 箱体的设置 (33)十三. 减速器附件的选择 (35)十四.设计总结 (37)十五。

参考文献 (38)一．任务设计书题目A：设计用于带式运输机的传动装置原始数据：数据编号 205 206 207 208 209 210 211 212 213 214带工作拉力F（N）600 620 640 660 680 700 720 740 760 780带速度V（m/s） 1.5 1.6 1.5 1.5 1.4 1.4 1.5 1.3 1.4 1.2卷筒直径D（mm）260 330 300 280 270 290 310 270 270 240工作条件：一半制，连续单向运转。

载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑）。

使用年限：十年，大修期三年。

生产批量：十台。

生产条件：中等规模机械厂，可加工7～8级齿轮及蜗轮。

动力来源：电力，三相交流（380/220）。

运输带速度允许误差：±5%。

设计工作量：1.减速器装配图一张（A3）2.零件图（1～3）3.设计说明书一份个人设计数据：运输带的工作拉力T(N)___660______运输机带速V（m/s）__1.5_____ 卷筒直径D（mm）__280_____已给方案三．选择电动机1．传动装置的总效率：η=η1η2η2η3η4η5式中：η1为V 带的传动效率，取η1=0.99； η2η2为两对滚动轴承的效率，取η2=0.99； η3为一对圆柱齿轮的效率，取η3=0.97; η4为弹性柱销联轴器的效率，取η4=0.96； η5为运输滚筒的效率，取η5=0.96。

所以，传动装置的总效率η=0.99*0.99*0.99*0.97*0.96*0.96=0.867 电动机所需要的功率P=FV/η=660*1.5/（0.867×1000）=1.14KW 2．卷筒的转速计算nw=60*1000V/πD=60*1000*1.5/3.14*280=102.3r/minV 带传动的传动比范围为]4,2['1 i ;机械设计第八版142页 一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2∈[3，10 ]；机械设计第八版413页 总传动比的范围为[6，40]； 则电动机的转速范围为[615,4092]; 3．选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y 系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y100L-6型电动机。

额定功率1.5KW ，满载转速940（r/min ）,额定转矩2.0（N/m ）,最大转矩2.0（N/m ）4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比ib=n/nw=940/102.3=9.19式中：n 为电动机满载转速；wn为工作机轴转速。

取V 带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ib/3=3.1;5．计算传动装置的运动和动力参数 6.计算各轴的转速。

Ⅰ轴：n1=n/i1=940/3=710r/min; Ⅱ轴：n2=n1/i2=104 r/min 卷筒轴：n3=n2=104r/min 7.计算各轴的功率Ⅰ轴：P1=P ⨯η1=1.14⨯0.99=1.1286(KW); Ⅱ轴P2=P1⨯η2η3=1.1286⨯0.99⨯0.97=1.084(KW);卷筒轴的输入功率：P3=P2⨯η4⨯η2=1.084⨯0.96⨯0.99=1.03(KW) 8．计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550⨯P/n=9550⨯1.14/940=11.58N·m Ⅰ轴的转矩：T2=T1*i1*η1*η2=11.58*3*0.99*0.99=34.04 N·m Ⅱ轴的转矩：T3=T2⨯i2*η2⨯η3=34.04 ⨯3.1⨯0.99⨯0.97=101.3N·m 第二部分 传动零件的计算四.V 型带零件设计1.计算功率：254.114.11.1=⨯=⨯=P KACAPk A --------工作情况系数，查表取值1.2;机械设计第八版156页p --------电动机的额定功率2.选择带型根据254.1=P CA ，n=940,可知选择Z 型；机械设计第八版157页 由表8－6和表8－8取主动轮基准直径 mm dd 901=则从动轮的直径为 2702=d d据表8－8，取2802=b d mm3.验算带的速度1000601⨯=nv ddπ=1000609409014.3⨯⨯⨯=4.427m/s机械设计第八版157页 4.427m/s 〈25m/sV 带的速度合适4、确定普通V 带的基准长度和传动中心矩根据0.7(d d 1+d d 2)<a 0<2(d d 1+d d 2)，初步确定中心矩 机械设计第八版152页oa=400mm5.计算带所需的基准长度：Ld=212214/)(2/)(2addddad d d d -+++π=)4004/()90280(2/)28090(14.340022⨯-++⨯+⨯=1403.4mm机械设计第八版158页由表8－2选带的基准长度L d =1400mm 6.计算实际中心距a2/)(0dodLLaa -+==2/)14031400(400-+=402mm机械设计第八版158页验算小带轮上的包角1αa d d d d /3.57)(18001201⨯--=α=0161 >1207.确定带的根数ZZ ＝kk p p plcaα)(0∆+ 机械设计第八版158页由min /940r n =， 3,901==i mm d d 查表8－4a 和表8－4b得p=0.28，p∆=0.02查表8－5得：=k α0.96,查表8－2得：=k l 1.14，则 Z ＝kk p p plcaα)(0∆+=1.254/(0.28+0.02)0.96 ⨯1.14=3.82 取Z=4根 8.计算预紧力vk pF q VZca20)15.2(500+-=α机械设计第八版158页查表8-3得q=0.06（kg/m ） 则20427.406.0)196.05.2(4427.4254.1500⨯+-⨯⨯⨯=F =55.64N9.计算作用在轴上的压轴力==)2/sin(210αzF F p5.80sin 64.5542⨯⨯⨯=411.799N 机械设计第八版158页五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径901=d d，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径2802=d d，采用孔板式。

六．齿轮的设计 传动比的分配 （1）总传动比 I Z =940/102.3=9.19减速器的传动比为i 减’=9.19/3=3.06（2）运动和动力参数计算0轴（电动机轴的输出转转矩）：T1=9550⨯P/n=9550⨯1.14/940=11.58N ·m1轴(高速轴既输入轴)T2=T1*i1*η1*η2=3.83*4*0.99*0.99=34.04 N ·m2轴(低速轴既输出轴)T3=T2⨯i2*η2⨯η3=10.87⨯6.925⨯0.99⨯0.97=101.3N ·m【2为轴承的效率】根据以上数据，我们可以把它列成一个表格，更能清楚的了解数据：表2轴名 功率P/kw 转距T/N.m 转速n/(r/min)传动比电动机轴(0轴) 1.1286 11.58 940 1轴 1.084 34.4 313 3 2轴 1.03 101.3 102.2 3.12·1输入轴斜齿轮的设计已知电动机额定功率P=1.5kw,转速940r/min,各轴的转速如：表3由电动机驱动，工作寿命年限为10年，二班制工作，转向不变单向运行，有轻微的振动，启动载荷为名义载荷的K=1.3。

1.选择齿轮的精度等级、材料、齿数 1）·精度的选择转动轴 电机轴 （0轴） 输入轴 （1轴） 输出轴（1轴） 转速n 940 313 102 齿数比 3 3.1输送机为一般工作机器，转动速度不高,为普通减速器，故选用7级精度(GB10095-88)，要求齿面精糙度 3.2~6.3a m R μ≤2）·材料的选择选择小齿轮材料为45钢(调质)，其硬度为280HBS,大齿轮为45钢（正火），其硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

3）·确定齿轮齿数选小齿轮齿数Z 1＝20，大齿轮齿数为Z 2＝20x3＝60，取 Z 2＝60 4）·选取螺旋角。

初选螺旋角＝14°【参照圆柱直齿轮来设计】 2．确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度HBS 小于350和软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度 按齿面接触强度设计d 1t ≧231)17.3(1HE d Z u u KT σφ±（1）确定公式内的各个计算数值1）试选载荷系数 K=1.2 2)计算小齿轮的传递转矩mm N n P T /1048.3313/14.1105.95/105.95451151⨯=⨯⨯=⨯=3）由《机械设计》表10－7选取齿宽系数φd ＝14）由《机械设计》表10－6查得材料得弹性影响系数Z E ＝189.8MPa 1/21/25）由《机械设计》表10－21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度σHlim2=550 MPa6）由图10－30选取区域系数 Z H =2.4337）计算应力循环次数N 1=60n 1jL h ＝60*313*1*（2*8*365*10）＝1.96x109N 2=1.31096.19x =0.63⨯9108) 由《机械设计》图10－19取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90, K HN2=0.95 9)计算疲劳许用应力取实效概率为1％，安全系数S ＝1，由公式可得：[σH ]1=S K Lim HN 11σ=0.90x600 MPa=540MPa[σH ]2=SK Lim HN 22σ=0.95x550 MPa=522.5 MPa(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ≧231)17.3(1HE d Z u u KT σφ+＝3245.5228.1891.31.411048.33.132.2⎪⎭⎫⎝⎛x x ＝46.2mm2）计算圆周速度vv ＝100060d 11t x n x π＝1000603132.46x x x π＝0.757m/s3）计算齿宽bb ＝φd ·d 1t ＝1x46.2=46.2mm4)计算齿宽与齿高之比hb模数 m nt =11t z cos d β=46.2xcos14°/20=2.254齿高 h=2.25 m nt = 4.8h b =8.446.2=9.625 5）计算载荷系数K根据v ＝100060d 11t x n x π＝1000603132.46x x x π＝0.757m/s ，8级精度，由《机械设计》图10－8查得动载荷系数K V =1.1经表面硬化的斜齿轮， K H =K F =1.352; 由表10－2查得使用系数开K A =1;由表10－4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，K H ＝1.417 由hb=9.625，K H ＝1.417，查图10－13得K F ＝1.46 故动载荷系数:K= K A K V K H K H =1*1.1*1.352*1.417=2.16)按校正所算得得分度圆直径，由公式可得：d 1=d 1t 3tk k=46.2x 33.11.2=54.2mm7)计算模数m.m=20cos 2.46β=2.2543.按齿根弯曲强度设计m n ≥32121][cos 2⎪⎪⎭⎫⎝⎛F Sa Fa d Y Y Z Y KT σεφβαβ 1·确定公式内的各计算值1）由图10－20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=440MPa ；大齿轮的弯曲强度极限σFE2＝420MPa 2）由图10－18取弯曲疲劳寿命系数K FN1=8.6, K FN2=0.92 3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S ＝1.4，由公式可得[σF ]1=S K FE HN 11σ=0.86x440 /1.4MPa=270.28 MPa[σF ]2=SK FE HN 22σ=0.92X420 /1.4MPa=276MPa4)计算载荷系数KK= K A K V K F K F =1*1.1*1.426*1.46=2.1 5）根据纵向重合度=1.903，从图10－28查得螺旋角影响系数Y =0.88 6）计算当量齿数z v1＝︒=14cos 20cos 331βz ＝21.5 z v2＝︒=14cos 60cos 332βz ＝65 7)查取齿形系数由表10－5查得 Y Fa1 =2.72, Y Fa2=2.138)查取应力校正系数由10－5查得 Y Sa1 =1.57 Y Sa2=1.849）计算大、小齿轮的⎪⎪⎭⎫⎝⎛][F Sa Fa Y Y σ并加以比较111][F Sa Fa Y Y σ＝28.27057.172.2x ＝0.0158222][F Sa Fa Y Y σ＝27684.113.2x ＝0.0142大齿轮的数值大 （2）设计计算m n ≥32240142.07.120114cos 88.01086.732x x x x x x x x ︒＝0.968mm对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m n =1mm,已满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=55.8mm 来计算应有的齿数。