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机械设计课程设计

说明书

课题名称：

带式运输及传动装置的设计

专业班级：

机制一班

学生学号：

学生姓名：

学生成绩：

指导教师：

秦襄培

课题工作时间：

2015.12.21至2015.01.08

武汉工程大学教务处

2

摘要

本文设计了一带式传输机的传动系统，其传动由减速器外传动即V带传动与减速器内传动即两级展开式圆柱齿轮传动构成。

V带传动中选用A型普通V带3根，带基准长度1250mm。

带轮基准直径dd1=85mm，dd2=224mm，传动比2.6。

两级展开式圆柱齿轮传动中高速级采用斜齿轮，齿轮法向模数2mm，小齿轮齿数为22传动比为3.85；低速级采用直齿轮，齿轮模数为2.5mm，小齿轮齿数29，传动比为3.08。

通过此传动系统可有效进行动力传递，达到设计要求。

关键词：

带式传输机；V带传动；两级减速器；齿轮传动

Abstract

Inthispaperthedesignofthetransmissionareaofthetransmissionsystem,itstransmissionfromthereducerouttransmissionv-belttransmissionandreducertransmissionthatisconstitutedoftwo-stagecylindricalgeardrive.

v-belttransmissionusingavbelt3ribs,withbaselength1250mm.Basediameterofthepulleydd1=85mm,dd2=224mm,transmissionratioof2.6.themaintransmissionfromatwohelicalgeardriveinthetwogear,thetransmissionofhigh-speedgear-modulusm=2,thenumberofsmallgearfor22,Transmissionratioof3.85;inthelow-speedgear-drivemodulem=3,thenumberofsmallgearfor29,transmissionratioof3.08.

Throughthetransmissionsystemcaneffectivelytransferwillbeadrivingforce.

Keywords:

Beltdrive;Reducer;Beltconveyor;gearing

目录

摘要 I

Abstract II

目录 III

第一章 传动装置的总体设计 1

1.1传动方案的确定 1

1.2电动机的选择 2

1.3传动比的计算及分配 3

1.4传动装置的运动、动力参数计算 4

第二章 传动件的设计计算 6

2.1减速器外传动件的设计 6

2.2减速器内传动的设计计算 9

第三章 减速器装配草图的设计 20

3.1合理布置图面 20

3.2绘出齿轮的轮廓尺寸 20

3.3箱体内壁 20

第四章 轴的设计计算 21

4.1中间轴的设计与计算 21

4.2高速轴的设计与计算 26

4.3低速轴的设计与计算 28

第五章 装配草图 30

第六章 减速箱箱体的结构尺寸 31

第七章 润滑油的选择与计算 32

第八章 装配图和零件图 33

参考文献 37

III

第一章传动装置的总体设计

1.1传动方案的确定

已知鼓轮直径为350mm，输送带速度为0.85m/s，输出转矩为390N•m。

工作环境为一般条件，通风良好；受连续平稳载荷，单向运转；使用期限为八年，大修期三年，每年两班制工作；卷筒效率为0.96；运输带允许±5%的速度误差；成批生产。

由此两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图1.1所示

图1.1两级展开式圆柱齿轮减速器传动装置简图

1-电动机2-带传动3-减速器

4-联轴器5-输送带带轮6-输送带

已知鼓轮直径为350mm，输送带速度为0.85m/s，输出转矩为390N•m。

工作环境为一般条件，通风良好；受连续平稳载荷，单向运转；使用期限为八年，大修期三年，每年两班制工作；卷筒效率为0.96；运输带允许±5%的速度误差；成批生产。

1.2电动机的选择

1.选择电动机的类型

根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。

2.选择电动机功率

为估计传动装置的总传动比范围，先计算卷筒转速nw

主动轴所需功率Pw

电动机输出功率Pd

为传动装置的总效率

带传动效率η1=0.97

一对轴承效率η2=0.99

齿轮传动效率η3=0.98

联轴器传动效率η4=0.99

滚筒的效率η1=0.96[1]

总效率

选取电动机额定功率

3.确定电动机转速

输送带带轮的工作转速为46r/min，V带常用传动比范围，单级圆柱齿轮传动比，则电动机转速可选范围为

初选1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如表1.2

表1.2不同转速电机比较

方案

电动机型号

额定功率（kW）

同步转速（r/min）

满载转速（r/min）

电动机质量（kg）

传动装置传动比

总传动比

V带传动

两级减速器

Ⅰ

Y112M-6

2.2

1000

940

45

20.43

2

3.57

2.86

Ⅱ

Y100L1-4

2.2

1500

1420

34

30.87

2.6

3.85

3.08

由表中数据可知，方案Ⅰ传动比不符合常用范围，因此选用方案Ⅱ，选定电机型号为Y100L1-4。

1.3传动比的计算及分配

确定总传动比

电动机满载速率，工作机所需转速

总传动比为各级传动比的连乘积，即

分配各级传动比

初选带轮的传动比，减速器传动比

取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比的1.25倍，所以求的高速级传动比=3.85，低速级齿轮传动比=3.08。

1.4传动装置的运动、动力参数计算

传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I，II，III轴。

各轴转速

各轴的输入功率

各轴转矩

为后续计算使用方便，将传动装置运动、动力参数总结至表1.4：

表1.4传动装置的运动参数和动力参数

轴号

转速（r/min）

输入功率（kW）

输入转矩（N·m）

0

1420

2.2

14.80

I

546

2.13

37.26

II

142

2.07

139.21

III

46

2.01

417.29

第二章传动件的设计计算

2.1减速器外传动件的设计

1.确定计算工率

由表8—8[2]查得工作情况系数，故

2.选择V带的带型

根据，由图8—11选用A型。

3.确定带轮的基准直径并验算带速

（1）初选小带轮的基准直径。

由表8—6和表8—8，取。

（2）验算带速。

因为，故带速合适。

（3）计算大带轮的基准直径。

根据表8—8，圆整为。

（4）确定V带的中心距和基准长度

初定中心距为。

由表8—2选带轮基准长度。

4.计算实际中心距。

中心距的变化范围为。

5.验算带轮包角

6.计算带的根数

计算单根V带的额定功率

查表8—4a得

查表8—4b得

查表8—5得，表8—2得，于是

取3根

7.确定带的初拉力和压轴力

由表8—3得A型带单位长度质量，所以

应使带的实际初拉力

压轴力最小值

8.带轮的结构设计

（1）带轮材料的确定

大小带轮材料都选用HT200

（2）带轮结构形式

小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照表8—10图8—14确定。

大带轮结构简图如图2—1

图2.1大带轮结构简图

9.主要设计结论

选用A型普通V带3根，带基准长度1250mm。

带轮基准直径dd1=85mm，dd2=224mm，中心距控制在358~415mm。

单根带初拉力F0=119N。

2.2减速器内传动的设计计算

高速级斜齿圆柱齿轮

1.选择精度等级，材料及齿数

1）运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。

2）材料选择。

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数

2.齿轮强度设计

1）选取螺旋角初选螺旋角β=14°

2）按齿面接触强度设计

（1）确定公式内的各计算数值

①试选载荷系数

②小齿轮的传递转矩由前面算得

③由表10—7选取齿宽系数

④由表10—6差得材料的弹性影响系数。

⑤由图10—21d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。

⑥由式10—13计算应力循环次数

⑦由图10—19取接触疲劳强度寿命系数，

⑧计算接触疲劳许用应力

⑨由图选取区域系数

⑩由图10—26查得，

则

⑪许用接触应力

（2）计算

①试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得

②计算圆周速度

③计算齿宽b

④计算纵向重合度

⑤计算载荷系数

已知使用系数，由图10—8查动载系数；由表10—4查得；由表10—13查得；由表10—3差得。

故载荷系数

⑥按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由式（10—10a）得

⑦计算模数

3）按齿根弯曲疲劳强度设计

由式（10—17）

（1）确定计算参数

①计算载荷系数

②计算纵向重合度，从图10—28查得螺旋角影响系数

③计算当量齿数

④查齿形系数

由表10—5查得；

⑤查取应力校正系数

由表10—5查得；

⑥由图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限

⑦由图10—18取弯曲疲劳寿命系数，

⑧计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10—12）得

⑨计算大小齿轮的

大齿轮数值大。

（2）带入公式计算

由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。

取以满足弯曲疲劳强度。

为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。

取，则，取

3.几何尺寸计算

1）计算中心距

将中心距圆整为110mm。

2）按圆整后的中心距修螺旋角

因β值改变不大故参数不必修正。

3）计算大小齿轮分度圆直径

4）计算齿轮宽度

圆整后取，。

4．齿轮结构设计（中间轴大齿轮）

因齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。

其他有关尺寸按图10—39荐用的结构尺寸设计。

大齿轮结构简图如图2.2

图2.2高速级大齿轮结构简图

低速级直齿圆柱齿轮

1.选等级精度、材料及齿数

1）材料及热处理。

查表选择小齿轮材料为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。

2）7级精度。

3）选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。

4）压力角取

2.按齿面接触强度设计

由设计公式进行计算：

1）确定公式内的各计算数值

（1）选取齿宽系数

（2）材料的弹性影响系数

（3）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。

（4）计算应力循环次数

（5）取接触疲劳寿命系数，。

（6）计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，

（7）试选

（8）选取区域系数。

（9）查表得，。

，。

（10）许用接触应力

，

（11）计算接触疲劳强度用重合度系数

2）计算

3）调整小齿轮分度圆直径

（1）计算圆周速度v

（2）计算尺宽b，齿高h和及模数

（3）计算实际载荷系数

①查得动载系数

②查得使用系数

③齿轮的圆周力，，由此查得齿间载荷分配系数

④由表10-4用插值法查得7级精度，的齿间载荷分布系数

故实际载荷系数

（4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：

（5）计算模数m

3.按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式为

1）确定公式内各计算数值

（1）试选

（2）计算弯曲疲劳强度用重合度系数

（3）计算

由图10-17查得齿形系数

由图10-18查得应力修正系数

小齿轮的弯曲疲劳强度极限

大齿轮的弯曲疲劳强度极限

（4）查图取弯曲疲劳寿命系数

（5）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

（6）计算大、小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大，所以取。

2）计算

3）调整齿轮模数

（1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度

②齿宽及宽高比

4）计算实际载荷系数

（1）根据v=0.324m/s，7级精度，查得动载系数

（2）由

查表得齿间分配系数

（3）由表10-4插值法查得，结合b/h=10.22，插图10-13，得

则载荷系数

（4）按实际载荷系数算得齿轮模数

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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数=2.5mm，并但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算应有的齿数，于是有：

取

，

取

设计出的齿轮传动，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。

4.几何尺寸计算

1）计算大、小齿轮的分度圆直径

2）计算中心距

3）计算齿轮宽度

取，

4）结构设计

对于小齿轮，选择实心式结构的齿轮；对于大齿轮，选用腹板式结构的齿轮。

5）主要设计结论

齿数，模数m=2.5mm，压力角，齿宽，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。

齿轮按7级精度设计。

将减速器内传动数据整理后得到表2.2

表2减速器内传动数据

齿数

模数

d

da

df

齿宽

变位系数

α、β

中心距

材质

精度

高速级

Z1=22

2

45.23

49.23

40.23

52

X=0

α=20°

β=13°24′

110

40Cr

7级

Z2=85

174.77

178.77

169.77

46

45钢

低速级

Z3=29

2.5

72.5

77.5

66.25

80

X1=0.502

α=20°

150

40Cr

Z4=89

222.5

227.5

216.25

74

X2=0.503

45钢

第三章减速器装配草图的设计

3.1合理布置图面

该减速器的装配图可以绘在一张A0或A1的图纸上，本文选择A1图纸绘制装配图。

根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定为1:

2，采用轴测图与爆炸图表达装配的结构。

3.2绘出齿轮的轮廓尺寸

在俯视图上绘出两级齿轮传动的轮廓尺寸（见网格草图纸）

3.3箱体内壁

初选减速器零件位置尺寸如表3.3

表3.3减速器零件的位置尺寸

δ

δ1

Δ1

Δ2

Δ3

Δ4

Δ5

Δ6

Δ7

H

L

8

8

12

10

12

11

15

40

20

170

60

依据上表，在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面（见网格草图纸）。

第四章轴的设计计算

轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择与校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。

因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸决定，故先对中间轴进行设计，然后对高速轴和低速轴进行设计。

4.1中间轴的设计与计算

1.已知条件

P2=2.07kw，n2=142r/min，d2=174.77mm，d3=72.5mm，b2=46mm，b3=80mm。

2.材料选择

因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢（调质）。

3.初算轴径

取A0=110，则

4.结构设计

1）中间轴结构构想如图4.1.1所示

①②③④⑤

图4.1.1中间轴结构构想图

2）轴承的选择与①⑤的设计

考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承型号为7206C，经过验算，轴承7206C的寿命达不到要求，因此选择7207C进行设计。

由表11-9[3]得轴承参数如下：

内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，定位轴肩da=42mm，外径定位直径Da=65mm，对轴力的作用点与外圈大端面距离a3=15.7mm，故d5=d1=d=35mm。

3）②④的设计

②上安装齿轮3，④上安装齿轮2，且d2、d4应略大于d1、d5，初定d2=d4=38mm。

齿轮2轮毂宽度范围为（1.2~1.5）d2=38.4~48mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=46mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定，齿轮3直径较小采用实心式，取其轮毂宽=b3=80mm，取L2=78mm，L4=44mm。

4）③的设计

该段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴肩高度取3mm，则d3=44mm，取Δ1=12mm，L3=12mm，则Bx=2Δ1+L3+b2+b3=24+12+80+46=160mm。

5）①⑤的设计

因为V<2m/s，所以采用脂润滑，取封油盘l=12mm，则L1=42mm，L2=39mm。

5）强度校核

（1）中间轴所受剪力弯矩如图4.1.2

图4.1.2中间轴剪力弯扭图

（2）大小齿轮截面处的力及力矩数据

由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的，，的值列于下表4.1

表4.1中间轴所受力及力矩数据

载荷

水平面

垂直面

支反力

弯矩

总弯矩

扭矩

（3）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（小齿轮）中心线截面的强度。

根据式（15—5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力

前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表15—1查得。

因此，，故安全。

（4）精确校核轴的疲劳强度

从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。

虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。

截面II，III，IV，V处应力集中的影响接近，但截面III，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。

所以校核II，V截面就行了。

由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。

①截面II左侧

截面左侧的弯矩为

截面上的扭矩为

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为45钢，调质处理，由表15—1查得，，。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3—2查取。

因，，经插值可查得，。

轴的材料敏感系数为，。

故有效应力集中系数为

尺寸系数，扭转尺寸系数

轴按磨削加工，由附图3—4得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，及，得综合系数为

碳的特性系数

，取

，取

于是，计算安全系数值，

故可知其安全。

②截面II右侧

抗弯截面系数

弯矩及弯曲应力为

扭矩及扭转应力为

过盈配合处的，由附表3—8[4]用插值法求出，并取于是得

轴按磨削加工得表面质量系数为

故得综合系数

所以轴在截面右侧安全系数为

故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。

因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。

4.2高速轴的设计与计算

1.已知条件

P1=2.13kw，n1=546r/min，d1=45.23mm，b1=52mm。

2.材料选择

因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢（调质）。

3.初算轴径

取A0=120，则

轴与带轮连接，因此dmin=20mm。

4.结构设计

1）高速轴结构构想如图4.2所示

①②③④⑤⑥⑦

图4.2高速轴结构构想图

2）①的设计

轴段①上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔的设计同步进行。

初定轴段①的轴径d1=20mm，取带轮轮毂宽度为40mm，则L1=39mm。

3）②与密封圈的设计

用毡圈密封，则d2=25mm

4）③⑦的设计

考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承型号为7206C，由表11-9[3]得轴承参数如下：

内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，定位轴肩da=36mm，外径定位直径Da=54mm，对轴力的作用点与外圈大端面距离a3=14.2mm，故d3=d7=d=30mm。

L3=26mm，L7=28mm。

5）⑤的设计

初定d5=35mm，则键的尺寸为10x8，t1=3.3mm，则e<2.5mn，因此将此段设计为齿轮轴，则有d5=df1，L5=b1=52mm

6）④⑥的设计

取d4=d6=35mm

L6=10+10-15=8mm

L4=60+13-10-52-15=96mm

7）②的设计

δ=8，选凸缘螺栓为[1]M16则，C1=22mm，C2=20mm

L2=8+22+20+（5~10）=55~60mm，取L2=58mm。

4.3低速轴的设计与计算

1.已知条件

P3=2.01kw，n3=46r/min，