带式运输机传动装置设计二级展开式圆柱齿轮减速器机械设计课程设计含图.docx
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带式运输机传动装置设计二级展开式圆柱齿轮减速器机械设计课程设计含图
课程设计说明书
课程名称：
机械设计
题目名称：
带式运输机传动装置的设计
班级级专业—班
姓名：
学号：
指导教师：
评定成绩：
教师评语：
指导老师签名:
20
一、设计任务书3
二、系统总体方案设计4
三、电动机的选择4
四、传动系统的运动和动力参数计算5
五、传动零件的计算7
六、轴的计算12
七、、键连接的选择和计算17
八、减速器附件的选择17
九、润滑与密封19
十、设计小结20
十一、参考资料21
111
课程设计任务书
课程设计题目：
原始数据:
带式运输机传动装置设计（简图如下）
1二级展开式圆柱齿轮减速器
2运输带
3――联轴器（输入轴用弹性联轴器，输出轴用的是齿式联轴器）
4——电动机
5——卷筒
数据编号
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
运送带工作
拉力F/N
1500
2200
2300
2500
2600
2800
3300
4000
4500
480（
运输带工作
速度v/（m/s）
1.1
1.1
1.1
1.1
1.1
1.4
1.2
1.6
1.8
1.25
卷筒直径
D/mm
220
240
300
400
220
350
350
400
400
500
已知条件
1）工作条件：
两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高
温度35C；
2）使用折旧期：
8年；
3）检修间隔期：
四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
4）动力源：
电力，三相交流，电压380/220V
5）运输带速度允许误差为土5%
6）制造条件及生产批量：
一般机械厂制造，小批量生产。
二.设计要求
1.完成减速器装配图一张。
2.绘制轴、齿轮零件图各一张。
3.编写设计计算说明书一份。
二.设计步骤
1.传动装置总体设计方案
本组设计数据：
第1组数据：
运送带工作拉力F/N1500。
运输带工作速度v/（m/s）1.1
卷筒直径D/mm220。
1）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器
2）方案简图如下图
3）该方案的优缺点：
二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功率大，轴具有较大刚性,制造简单,维修方便,使用寿命长等许多优点，在工业上得到广泛应用。
2、电动机的选择
1）选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用丫系列全封闭自扇冷笼型三相异步电动机，电压
380V
2）选择电动机的功率
工作机的有效功率为：
Pw=Fv/1000kW
从电动机到工作机传送带间的总效率为：
由《机械设计课程设计手册》表1-7可知:
:
卷筒传动效率0.96
2:
滚动轴承效率0.99（球轴承,稀油润滑）
2、电动
机的选择
1）选择电动机的类型
2）选择电动机的容量
:
齿轮传动效率0.98
:
联轴器传动效率0.99
:
联轴器传动效率0.99
所以电动机所需工作功率为
Pd
3）确定电动机转速
（7级精度一般齿轮传动）
（弹性联轴器）
（齿式联轴器）
按手册推荐的传动比合理范围，二级展开式圆柱齿轮减速器传动比
8~40
而工作机卷筒轴的转速为
vnw
所以电动机转速的可选范围为
nd
inw（8〜40）55r/min（440〜2200）rjmin
符合这一范围的同步转速有750rmin、iooormin和i500rmin三种。
综
合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决
Pw
Pd
11.05kw
0.87
12.70kw
3）确定电动机转速
定选用同步转速为1500「/min的电动机。
根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计手册》表12-1选定电
电动机型号
额定功率
（kw）
满载转速
（r/min）
堵转转矩
最大转矩
质量
（kg）
额定转矩
额定转矩
Y160L-4
15
1460
2.2
2.3
144
动机型号为丫160L-4。
其主要性能如下表:
电动机的主要安装尺寸和外形如下表:
nw
55rmin
选定电动机型
号Y160L-4
L
3、计算传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比
i
⑵分配传动比
中心高
外型尺寸
LX（AC/2+AD）
XHD
底脚安装尺寸A
XB
地脚螺栓孔直
径K
轴伸尺寸
DXE
装键部位尺寸FX
GD
160
645X417.5X
385
254X254
15
42X
110
12X45
3.计算传动装置的总传动比i并分配传动比
（1）.总传动比i为
inm
nw
（2）.分配传动比
iii
其中：
i为高速级传动比，订为低速级传动比
i26.55
i（1.3~1.5）in
考虑润滑条件等因素，取ii=1.4in初定
i6.09
i4.35
4.计算传动装置的运动和动力参数
4.计算
传动装置的运动和动力参数
1）各轴的转速
2）各轴的输入功率
3）各轴的输入转矩
该传动装置从电动机到工作机共有二轴，依次为I轴U轴川轴
1）.各轴的转速
I轴nnm1460「/min
ii轴n丄239.74r/min
iii轴n-55「/min
i
卷筒轴nwn55r/min
2）.各轴的输入功率
I轴PPd4212.45kw
II轴PP3212.08kw
iii轴PP3211.72kw
卷筒轴P卷P5211.49kw
3）.各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩Td为
Td9.55106虫8.31104Nmm
nm
I轴TTd428.14104Nmm
ii轴TT32i4.81105Nmm
iii轴TT32i2.03106Nmm
6
卷筒轴T卷T522.0010Nmm
将上述计算结果汇总与下表，以备查用。
i6.09
i4.35
n1460min
n239.74rmin
n55*'min
nw55rmin
P12.45kw
P12.08kw
P11.72kw
P卷11.49kw
轴名
功率P/kw
转矩T/（N•mm）
转速n/（r/min）
传动比i
效率
I轴
12.45
4
8.1410
1460
6.09
0.97
II轴
12.08
5
4.8110
239.74
4.35
0.97
III轴
11.72
2.03106
55
1
0.98
卷筒轴
11.49
6
2.0010
55
5.齿轮的设计
1.高速级大小齿轮的设计
1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
⑵运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB/T10095.1、2――2001）。
（3）
选用直齿圆柱齿
轮传动
7级精度
材料选择。
由《机械设计》表6.1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为260HBS大齿轮为45钢（正火），硬度为210HBS二者材料硬度差为50HBS
（4）选小齿轮齿数z,25，则大齿轮齿数z2iz1152
5.齿
轮的设
1.高速
级大小
齿轮的
设计
1）选
定齿轮
类型、
精度等
级、材
料及齿
（5）按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数d1.0
2）初步设计齿轮主要尺寸
（1）
设计准则：
先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。
两者比
较校核。
按齿面接触疲劳强度设计，即
%2.323
KT1u1Ze
7V（F"]）2
1＞确定公式内的各计算数值
1.试选载荷系数Kt1.5。
n.计算小齿轮传递的转矩
5
95.510P8.14104Nmm
n1
小齿轮材料45钢（调质）
大齿轮材料45钢（正火）
Z2
25
152
1.0
2）初
步设计
齿轮主
要尺寸
IH.由课本P117表6.3查得材料系数Ze206..、.Mpa
IV.由课本图P110图6.8
小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极限
计算应力循环次数
Kt1.5
（b）按齿面硬度查得:
Hlim1610MPa；
Hlim2560MPao
T,8.14
4
10Nmm
ZE206
...：
Mpa
VD.
N1GOn^Lh4.09109
N2N16.72108
I
由课本P108图6.6取接触疲劳寿命系数Khn10.94；Khn2
0.98
计算接触疲劳许用应力
取安全系数S=1
[h]1
Khn1lim1
S
0.94610MPa
573.4MPa
[H]2
KHN2lim2
S
0.98560MPa
548.8MPa
2>.计算
I.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入［
h］中较小的值
齿数比u
Z21526.08
Z125
d2323KT!
u1,Ze
d1t2.32厂
「蔦）263・01mm
n.计算圆周速度vo
V60唸4.82mS
bdd1t63.01mm
V.计算载荷系数
Hlim1
MPa
Hlim2
MPa
N!
10
N2
10
Khn2
[h]1
610
560
4.09
6.72
5734
0.94
0.98
MPa
[h]2
54
MPa
弗63.01mm
根据v4.82m/s,7级精度，课本P114图6.10查得动载系数KV1.05；
由课本P112表6.2查得使用系数Ka1.25；
由课本P115图6.13用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，
K1.09；
故载荷系数：
KKaKvK1.43
W.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
dtd1t3——62.01mmt
VD.计算模数
m—12.48mm
Z1
查标准模数系列（GB1357——87）取模数m2.5mm
小齿轮齿数乙—25
m
大齿轮齿数z2152
Vffl.几个尺寸计算
1>.计算分度圆直径
d1^m62.5mm
d2z2m380mm
2>.计算中心距
d1d2
a12221.25mm
2
3>.计算齿轮宽度
bdd162.5mm
取B263mm,B170mm。
v4.82ms
圆整取
b63.00mm
Kv1.05
Ka1.25
K1.09
K1.43
dt62.01mm
m2.5mm
W25
z2152
d162.5mm
d2380mm
4>.齿高hh2.25m5.625mm
（3）.按齿根弯曲强度校核
弯曲强度的校核公式F2K〕3YFaYsa[f]
d4m
1>.确定公式内的各计算数值
I.由课本P111图6.9（b）查得：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限Fiim1225MPa；
大齿轮的弯曲强度极限Fiim2207MPa；
II.课本P109图6.7取弯曲疲劳寿命系数KFN10.90,KfN20.95;川.计算弯曲疲劳许用应力；
取弯曲疲劳安全系数SF1.4，应力修正系数Yst2.0，有
[F]1Kfn1YstFlim1289.28MPa
SF
[f]2Kfn2YstFlim2280.92MPa
Sf
IV.计算载荷系数k；
KKAKvK1.43
V.查取齿形系数；
由课本P120表6.4查得YFa12.62；丫卩玄22.139
W.查取应力校正系数；
由课本P120表6.4查得Ysa11.59；Ysa21.78
YY
VD.计算大、小齿轮的『]并加以比较；
YFa1Ysa10.0144
[f]1
a221.25mm
圆整取
b63.00mm
B263mm
B170mmh5.625mm
Flim1225MPa
Flim2207MPa
Kfn10.90
Kfn20.95
Sf1.4
Yst2.0
[f]1289.28
MPa
[f]2280.92
MPa
K1.43
YFa12.62
YFa22.139
Ysa11.59
Ysa21.78
YFa2Ysa20.01355
[F]2
Vffl.校核计算
2KT121.438.14104
F1—YFaYsa2———2.621.5999.31Mpa[F1]
dz1m1.0252.5
（5）.结构设计及绘制齿轮零件图
首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜。
其他有关尺寸按课本P136图6.26（a）荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。
其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，右米用齿轮结构，不且与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。
小齿轮的数值较大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度。
F199.31
Mpa[F1]
弯曲疲劳强度足
够
6.
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滚动轴承和传动轴的设计
（一）.齿轮轴的设计
I.输出轴上的功率P、转速n和转矩T
（一）.
齿轮轴
的设计
由上可知P12.45kw，n1460r/min，T8.14104Nmm
n.求作用在齿轮上的力
因已知高速小齿轮的分度圆直径
d1mz12.52562.5mm
2T
而Ft—2604.8N
d1
Ft2604.8N
Fr948.1N
Fa0
tan
FrFt948.1N
cos
Fa0
in.初步确定轴的最小直径
材料为45钢，调质处理。
根据课本P292表11.3，取C110，于是
dminC3]P22.47mm,由于键槽的影响，故1.03%山23.14mm
Vn
inmwvww
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d]n,为了使所选的轴直径与联轴
器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。
又因为所取电动机型号为丫160L4,其
轴径为D420.°°02mm所以必须选轴孔直径系列包括D=42m啲联轴器，
联轴器的计算转矩JKaT，查课本P273表10.1，取KA1.5，则：
JKaT122100Nmm
查《机械设计课程设计手册》，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为
1250000Nmm。
根据联轴器参数选择d35mm半联轴器长度L82mm，半联
轴器与轴配合的毂孔长度。
L160mm
IV.齿轮轴的结构设计
（1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）.为了满足联轴器的轴向定位要求，I-n段右端需制出一轴肩，故取n-m段的直径dnm40mm;
2）.初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，故可以选用深沟球轴承。
按照工作要求并根据dnm39mm，查手册选取深沟球轴承6309，其尺寸为dDB45mm100mm25mm，故dmwdww45mm;Imv33.5mm
3）.由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V-V的直径dVvm（z12.5）2.522.556.25mm，l—70mm。
轴肩高度a0.07d，故取a4.5mm，则轴环直径为dwvdw54mm。
取lvv142mm
4）.轴承端盖的总宽度为51mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。
根据轴
d35mm
选用LX3型弹性柱销联轴器
L82mm
L160mm
dnm40mm
选取深沟球
轴承6309
45mm
lmV33.5mm
承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右
端面间的距离l52.5mm，故1□皿103.5mm。
5）.取齿轮距箱体右侧内壁的距离11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定
滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s12mm，已知滚动轴承宽
度B25mm，另有轴端倒角宽度为2mm则
l刑麵Bs2（2512112）mm50mm
进而推得：
1皿嘔37mm，l刑皿15mm
至此，已初步确定了轴的各段和长度。
（2）.轴上零件的轴向定位
联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。
按di□由《机械设计课程设计手册》
表4-1查得A类平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm。
滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（3）.确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计课程设计手册》表1-27，取轴端圆角245。
V.求轴上的载何
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。
在确定轴承的支点位置时，对于6309
型深沟球轴承，其支点就是轴承宽度B的中点。
因此，作为简支梁的轴的支撑跨距
L2L1189.5mm67.5mm257mm。
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩
图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。
现将计算
处的截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。
dWVdw皿
54mm
livv142mm
l口皿103.5m
l可皿15mm
l皿嘔37mm
载荷水平面H垂直面V
支反力F
Fnhi249.01N,
Fnh2699.09N
FNV1684.14N,FNV21920.66N
弯矩M
MHi47.19Nm
MH247.19N.m
Mv1129.64Nm,
Mv2129.64Nm,
总弯矩
M1137.96Nm,M2137.96Nm
扭矩T
T81.4Nm
w.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。
根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力
因此ca[1]，故安全
零件图如下：
（三）.滚动轴承的校核
轴承的预计寿命Lh88236546720h
（三）.I计算输入轴承
滚动轴
承的校
核
（1）.已知n1460rmin，两轴承的径向反力FR1714.5N,FR22057.5N
（2）.计算当量载荷P1、P2
由于轴承只受径向载荷故
Lh
FR1
N
FR2
3N
46720h
728.05
2043.9
Pi
Fri
728.05N
P2FR22043.93N
（4）.轴承寿命计算
由于轴承为深沟球轴承，取3，又因为机器最高工作温度为35E，查课本
P194表8.7、8.9取fp1.2、ft1.0
查《机械设计课程设计手册》得6309型深沟球轴承的Cr52.8KN，则
L1H
60：
（加
2519824hLh
故满足预期寿命。
L2H
60：
（加
1138822hLh
P1728.05N
P22043.93
N
fp1.2
ft1.0
Cr52.8KN
L1H251982
4hLh
L2H1138822hLh
故满足预期寿命。
7.键
联接设
计
8.箱体
结构的
设计
7.键联接设计
联轴器与输入轴间键的选择及校核
轴径d35mm，轮毂长度L60mm，查手册，选A型平键，其尺寸为
b10mm，h8mm，L50mm（GB/T1095-2003）
现校核其强度：
ILb40mm,T81.4Nmm，k—
2
p2T103kld29.07MPa
查课本P325表12.1得[p]110MPa，因为p[p]，故键符合强度要求。
8.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H7配合.
is6
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，故米用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于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6.3
3.机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为11mm，圆角半径为R=5。
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M8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，机体内温度升咼，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
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