机械设计课程设计

设计说明书

设计题目

设计者班级学号指导老师时间

输送机传动装臵

目录

一、 设计任务书〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 3 二、 传动方案拟定〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 4 三、 电动机的选择〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 4 四、 传动装臵的运动和动力参数计算〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 6 五、 高速级齿轮传动计算〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 7 六、 低速级齿轮传动计算〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 12 七、 齿轮传动参数表〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 18 八、 轴的结构设计〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 18 九、 轴的校核计算〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 19 十、 滚动轴承的选择与计算〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 23 十一、 键联接选择及校核〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 24 十二、 联轴器的选择与校核〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 25 十三、 减速器附件的选择〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 26 十四、 润滑与密封〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 28 十五、 设计小结〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 29 十六、 参考资料〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 29

一.设计题目：

设计带式运输机传动装臵（简图如下）

1— —电动机 2——联轴器

3——二级圆柱齿轮减速器 4——联轴器 5——卷筒 6——运输带

原始数据：

1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；

2.使用期：使用期10年； 3.检修期：3年大修；

4.动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;

5.运输带速度允许误差：±5%；

6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。 设计要求

1.完成减速器装配图一张（A0或A1）。 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. 电动机设计步骤 1. 传动装臵总体设计方案 本组设计数据：

第四组数据：运送带工作拉力F/N 2200 。

运输带工作速度v/(m/s) 0.9 , 卷筒直径D/mm 300 。 1.外传动机构为联轴器传动。

2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。

3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布臵的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

三．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Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。

2.确定电动机效率Pw 按下试计算

P w

w

ww

kw

试中Fw=2200N V=0.9m/s 工作装臵的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率

取

w

0.94

代入上试得

Pw

w

ww

kw 2.11kw

电动机的输出功率功率 Po 按下式

Po

w

kw

式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装臵总效率 由试

2

g c2 r3

由表2-4滚动轴承效率

r

=0.99：联轴器传动效率

c

=

0.99：齿轮传动效率则 =0.91

g

=0.98（7级精度一般齿轮传动）

所以电动机所需工作功率为

Po

w

2.11

2.32kw0.91

因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中Y系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw为3.0kw。 3.确定电动机转速

按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比

'

i 9~25

而工作机卷筒轴的转速为

nw

6 104w

6 104 0.9

r/min 57.32r/min

300

D

所以电动机转速的可选范围为

'

nd i nw (9~25) 57.32rmin (515.92~1433.12)rmin

符合这一范围的同步转速有750rmin和1000rmin两种。综合考虑电动机和传动装臵的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装臵结构紧凑，决定选用同步

n

转速为1000rmin的Y系列电动机Y132S,其满载转速为w

的。

四.计算传动装置的总传动比i 并分配传动比 1.总传动比

i

960r/min,电动机

的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在8-186,表8-187中查

为

i

nm960 16.75nw57.32

2.分配传动比

i i i

考虑润滑条件等因素，初定

i 4.67，i 3.59

3. 计算传动装臵的运动和动力参数 1.各轴的转速 I轴

n nm 960rmin

n n 205.57rmin

i

II轴

n

n 57.26rmin

i

III轴

卷筒轴

nw n 57.26rmin

4.各轴的输入功率

=P P I轴

o

c

=2.32 0.99=2.30kw

g

PII轴

= P =2.30 0.99 0.98=2.23kw

r

PIII轴

P =2.23 0.99 0.98=2.16kw

r

g

卷筒轴 P

w

P =2.16 0.99 0.99=2.12kw

r

c

5.各轴的输入转矩

I轴

T 9550

n

2.30

9550 23.94N m960

II轴

9550 T

n

2.23

9550 103.60N m205.57

2.16

9550 360.25N m57.26

III轴

T 9550

n

工作轴

w 9550 Tw

n

mw

2.12

9550 353.58N m57.26

电动机轴

To 9550 o

n

2.32

9550 22.98N m960

将上述计算结果汇总与下表，以备查用。

五. 高速级齿轮的设计

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，软齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。 3.材料选择。由《机械设计》，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 4.选小齿轮齿数

z1 21，则大齿轮齿数z2 i z1 21 4.67 98.07

取z2 99

1). 按齿轮面接触强度设计

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校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即

1>.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数

KT1u 1ZE2

d1t 2.32 ()

du[ H]

Kt 1.3

。

2.计算小齿轮传递的转矩

9.55 106P

T1 2.381 104N mm

n

3.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数

d 1

。

4.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa。 5.由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa。

6.计算应力循环次数

N1 60n jLh 60 960 1 365 2 8 10 3.364 109

N1N2 7.203 108

i

7.由《机械设计》图6.6取接触疲劳寿命系数8.计算接触疲劳许用应力

取安全系数S=1

[ H]1

KHN1 Hlim1

S

0.90 600MPa 540MPa

KHN1 0.90

；

KHN2 0.95

。

[ H]2

KHN2 Hlim2

0.95 550MPa 522.5MPaS

2>.设计计算

1.试算小齿轮分度圆直径

d1t

，代入[ H]中较小的值。

d1t 2.32KT1u 1ZE2

() 39.563mm du[ H]

2.计算圆周速度v。

v

计算齿宽b

d1tn1

60 1000

39.563 960

60 1000

1.988s

b d d1t

1 39.563mm 39.563mm

计算齿宽与齿高之比b/h

模数 齿高

mt

z

1t1

39.563

mm 1.884mm21

h 2.25mt 2.25 1.884mm 4.24mm

b39.563 9.331h4.24

3.计算载荷系数K

查表10-2得使用系数KA=1.0;根据v 1.988s、由图10-8 得动载系数

KV 1.10

直齿轮K

KF 1

；由表10-2查的使用系数KA

1

查表10-4用插值法得7级精度查《机械设计》，小齿轮相对支承非对称布臵

K

1.417

由b/h=9.331

K

1.417

由图10-13得

K

F

1.34

故载荷系数

K KAKVK K 1 1.10 1 1.417 1.559

4.校正分度圆直径d1 由《机械设计》

d1 d1tk/Kt 39.563 .559/1.3mm 43.325mm

5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数m

m1 d1/z1 43.325/21 2.063mm

2.按齿根弯曲强度设计，公式为

m1 1>.确定公式内的各参数值

1.由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 Flim1 580MPa；大齿轮的弯曲强度极限 Flim2 380MPa； 2.由《机械设计》图10-18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，应力修正系数

YST 2.0KFN1 0.88

，

KFN2 0.92

,得

KFN1YST FE1

[ F]1 500 0.88/1.4 314.29MPa

S [ F]2

KFN2YST FE2

380 0.92/1.4 247.71MPa

S

4.计算载荷系数K

K KAKVKF KF 1 1.10 1 1.34 1.474

；

5.查取齿形系数

YFa1

、

YFa2

和应力修正系数

；

YSa1

、

YSa2

由《机械设计》表查得

YFa1 2.76YFa2 2.18

；

YSa1 1.56YSa2 1.79

YFaYSa

[ F]并加以比较；

6.计算大、小齿轮的

YFa1YSa1

0.013699[ F]1

YFa2YSa2

0.015753

[ F]2

大齿轮大 7.

设计计算

m1 1.358mm

对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数

m1

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1.358并就进圆整为标准值强度算得的分度圆直径d1=43.668mm，算出小齿轮齿数

m1

=2mm 接触

z1

1

m1

43.325

222

大齿轮z2 i z1 22 4.67 102.74 取z2 103

这样设计出的齿轮传动，即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>.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径d1、d2

d1 z1m1 22 2 44mm d2 z2m1 103 2 206mm

2.计算中心距

d1 d2a (44 206)/2 125mm

2

3.计算齿轮宽度

取

b dd1 1 44 44mm

B2 45mm，B1 50mm。

3>.轮的结构设计

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：

轴孔直径d 43mm 轮毂长度 l与齿宽相等

l 45(mm) 轮毂直径D1 178(mm)

轮缘厚度

0 10(mm) 板厚度 c 14(mm)

腹板中心孔直径

D0 130(mm)

腹板孔直径

d0 20(mm)

齿轮倒角 取n 2(mm) 齿轮工作图如下图所示

六. 低速级齿轮的设计

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，软齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。 3.材料选择。由《机械设计》，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，

大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 4.选小齿轮齿数取z4 75

2). 按齿轮面接触强度设计

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校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即

z3 21

，则大齿轮齿数

z4 i z3 21 3.59 75.39

d3t 2.32

1>.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数

KT3u 1ZE2

() du[ H]

Kt 1.3

。

2.计算小齿轮传递的转矩

9.55 106P

T3 10.36 104N mm

n

3.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数

d 1

。

4.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa。 5.由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa。

6.计算应力循环次数

N3 60n jLh 60 205.57 1 365 2 8 10 0.720 109

N4

N3

0.2001 108i

KHN3 0.96

；

7.由《机械设计》图6.6取接触疲劳寿命系数8.计算接触疲劳许用应力

取安全系数S=1

[ H]3

KHN3 Hlim3

S

KHN4 0.98

。

0.96 600MPa 576MPa

[ H]4

KHN4 Hlim4

0.98 550MPa 539MPaS

2>.设计计算

1. 试算小齿轮分度圆直径

d3t

，代入[ H]中较小的值。

KT3u 1ZE2

d3t 2.32 () 64.363mm

du[ H]

2.计算圆周速度v。

v/

d3tn

60 1000

64.363 205.57

60 1000

0.692s

计算齿宽b b d d3t

1 64.363mm 64.363mm

计算齿宽与齿高之比b/h

mt

64.363mm 3.065mm21z

h 2.25m 2.25 3.065mm 6.896mm

1t1

t

b64.363 9.33h6.896

3.计算载荷系数K

查表10-2得使用系数KA=1.0;根据v 0.692ms、由图10-8 得动载系数

/

KV 1.10

直齿轮K

KF 1

；由表10-2查的使用系数KA

1

查表10-4用插值法得7级精度查《机械设计》，小齿轮相对支承非对称布臵

K

由

1.423

b/h=9.33

K

1.423

由图10-13得

K

F

1.35

故载荷系数

K KAKVK K 1 1.10 1 1.423 1.565

4.校正分度圆直径d1 由《机械设计》，

d3 d3tk/Kt 64.363 .565/1.3mm 70.626mm

5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数m

m2 d3/z3 70.626/21 3.36mm

m2

2.按齿根弯曲强度设计，公式为

1>.确定公式内的各参数值

1.由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限 Flim4 380MPa； 2.由《机械设计》图10-18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，应力修正系数

YST 2.0KFN3 0.92

Flim3 580MPa；

，

KFN4 0.94

,得

[ F]3

KFN3YST FE3

500 0.92/1.4 328.57MPa

S KFN4YST FE4

380 0.94/1.4 255.14MPa

S

[ F]4

4.计算载荷系数K

K KAKVKF KF 1 1.10 1 1.35 1.485

5.查取齿形系数

YFa3

、

YFa4

和应力修正系数

；

YSa3

、

YSa4

；

由《机械设计》表查得

YFa3 2.76YFa4 2.26YSa3 1.56

；

YSa4 1.764

YFaYSa

[ F]并加以比较；

6.计算大、小齿轮的

YFa3YSa3

0.013104

[ ]F3 YFa4YSa4

0.015625

[ F]4

大齿轮大

7.设计计算

m2 2.22mm

对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术

m2

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2.22并就进圆整为标准值触强度算得的分度圆直径

d3

m2

=2.5mm 接

=70.626mm，算出小齿轮齿数

z3

d370.623

28m22.5

大齿轮

z4 i z3 28 3.59 100.52

取z2 100

这样设计出的齿轮传动，即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>.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径d1、d2

d3 z3m2 28 2.5 70mm

d4 z4m2 100 2.5 250mm

2.计算中心距

a/

3.计算齿轮宽度

取

d3 d4

(70 250)/2 160mm2

b dd3 1 70 70mm

B2 70mm，B1 75mm。

3>.轮的结构设计

大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：