机械设计
课程设计
课题名称:带式输送机传动装置设计
系别: 物理与电气工程学院
专业: 机械设计制造及其自动化
班级: 12级机械一班
姓名: 杨帆
学号: 080812025 指导老师: 袁圆
完成日期: 2014.6.18
目录
第一章绪论 (1)
第二章减速器的结构选择及相关计算 (3)
第三章 V带传动的设计 (7)
第四章齿轮的设计 (9)
第五章轴的设计与校核 (15)
第六章轴承、键和联轴器的确定 (20)
第七章减速器的润滑与密封 (22)
第八章减速器附件的确定 (23)
第九章装配图和零件图的绘制 (24)
总结 (24)
参考文献 (25)
第一章绪论
1.1设计目的：
1）此次机械课程设计主要培养我们理论联系实际的设计理念，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
2）另外促使我们培养查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图、数据处理等设计方面的能力。3）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一定的机械设计的程序和方法，同时树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
1.2设计题目：
原始数据及工作条件
表1 带式输送机的设计参数
工作条件：带式输送机连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速的允许误差为±5%。带式输送机的传动效率为0.96。
图1 带式输送机传动简图
1—电动机；2—带传动；3—单级圆柱齿轮减速器；4—联轴器；5—输送带；6—滚筒
1.3传动方案的分析与拟定
1、传动系统的作用及传动方案的特点：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单（一）级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
2、方案拟定：
根据题目要求及上述分析，采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
第二章减速器结构选择及相关计算
一、电机的选择
1、类型和结构的选择
三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，常应用于工业。
Y系列电动机是一般用途的全封闭式自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适用于不易燃、不
易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机器上，如风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。
因此，选用Y系列三相异步电动机作为带式输送机的电机。
2、功率的确定
电机的容量（功率）选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载而过早损坏；若容量过大，则电动机价格高，能力不能充分利用，而且因为经常不在满载下运行，其效率和功率因数较低，造成浪费。
①动机-工作机的总效率?
?总=?1·?2·?3·?4·?5·?6
?1为V带的传动效率，?2为齿轮传动效率，?3为滚动轴承的效率，?4为联轴器的效率，?5为运输机平型带传动效率,?6为滚筒的效率. ?总=?1·?2·?3·?4·?5·?6=0.96×0.95×0.97×.97×0.99×0.97×
0.99≈0.816
②作机所需功率P w(kW)
P w=F w V w/?w=2kN×1.3m/s=2.6kW
式中，F w为工作机的阻力，kN；V w为工作机的线速度，m/s；为工作机的效率，带式输送机可取?w=0.96。
③需电动机的功率P d(kW)
P d=P w/?总=2.6/0.816kW≈3.19 kW
④电动机额定功率P m
按P m ≥P d 来选取电动机型号。电动机功率的大小应视工作机构的负载变化状况而定。 3、转速的确定
①滚筒轴的工作转速为
n w =60×1000V w /πD=(60×1000×1.3)/(3.14×180)≈138 r/min
其中， Vw 为皮带输送机的带速，D 为滚筒的直径。
②额定功率相同的同类型电动机，有几种不同的同步转速。例如三相异步电动机有四种常用的同步转速，即3000r/min 、1500r/min 、1000r/min 和750r/min 。一般最常用、市场上供应最多的是同步转速为1500r/min 和1000r/min 的电动机，综合考虑各种情况，决定选用1000r/min 的电动机。
由查表可知：V 带传动比:2-4;齿轮传动比：3-5 总传动比：6-20 电动机转速：m
w
n i n =
m w n n i =? ()()1386208282760/min m n r =?→=→
③选用Y 系列电动机，参考《机械设计课程设计》得：电动机的型号为Y122M-4，额定功率(P m )为4kW ，满载转速（n m )为1440 r/min 。
二、传动比的分配
1、传动系统的总传动比i 总
电动机选定后，根据电动机的满载转速n m 和工作机的转速n w
即可确定传动系统的总传动比I ，即
i总=n m/n w=1440/138≈10.43
2、总传动比等于各传动比的乘积 i总=i带×i齿
取i带=3（普通V带i=2～4）
因为：i总=i带×i齿,所以：i齿＝10.43/3≈3.48
所以，V带传动比：i带=3齿轮传动比：i齿＝3.48
三、传动参数的计算
①各轴的转速n(r/min)
输入轴的转速：n1=n m=1440/3=480r/min
输出轴的转速：n2=480/3.48=137.93 r/min
滚筒轴3的转速：n3= n2=137.93r/min
②各轴的输入功率P（kW）
输入轴的功率：P1=3.18×0.95=3.03 kW
输出轴的功率：P2=3.18×0.95×0.99×0.97=2.91 kW
滚筒轴3的转速：P3=2.79 kW
○3各轴的输入转矩T(N?m)
电动机的输出转矩Td=9550P1/
n=9550×3.18/144=21.09
m
N?m
输入轴的转矩：Td=9550P1/n1=9550×3.03/480=60.28 N?m
输出轴的转矩：T2=9550P2/n2=9550×2.91/137.93=201.48 N?m
滚筒轴的转矩：T3=9550P3/n3=9550×3.40/130=193.17 N?m
第三章V带的设计
1、确定计算功率
计算功率P ca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的.
P ca=K A P＝１.２×3.18kW＝3.816kW
其中，P ca为计算功率，K A＝1.2；
2、选择V带的带型
①根据计算的功率P ca和小带轮转速n1，确定普通V带为A型，
参考教材第九版《机械设计》表8-11。
②确定带轮的基准直径d d1，并验算带速v
（1）由第九版《机械设计》表8-7和表8-9，可取小带轮的
基准直径d d1=85mm，根据公式d d2=id d1
d d2=3d d1=255mm。由第九版《机械设计》表8-9得大带轮
d d2=255mm。
（2）验算带速v
V=πd d1n1/(60×1000)≈6.41 m/s
此值在5~30m/s范围内，符合要求。
③确定中心距a，并选择V带的基准长度L d。
根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，通过计算，
0.7（d d1+d d2）≤a0≤2（d d1+d d2）得： 210 mm≤a0≤600 mm
初定中心距为a0=500mm。
计算相应的带长L d0
L d0≈2a0+π/2×(d d1+d d2)+(d d1+d d2)2/4a0
=2×500+π/2×(85+250)+(85+250)2/(4×500)=1540 mm
带的基准长度L d根据L d0，由第九版《机械设计》表8-2得L d=1550 mm。
④计算中心距a及其变动范围
传动的实际中心距近似为
a≈a0＋(L d－L d0)/2=500＋(1550－1540)/2=505 mm
考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧需要，常给出中心距的变动范围为
a min=a－0.015L d=505－0.015×1550≈481 mm
a max=a+0.03L d=505＋0.03×1550≈552 mm
⑤验算小带轮上的包角α1
由设计经验可得，小带轮上的包角α1小于大带轮上的包角α2；小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使α1≥1200α1≈1800－(d d2－d d1)×57.30÷a=1800－(250－85)×57.30÷505≈1610≥900
⑥确定带的根数z
由式P ca=K A P得出，其中，K A为工作情况系数，P为传递的功率；P r为额定功率，由式P r=（P0＋?P0）×K a×K L得出，其中，P0为单根普通V带所能传递的最大功率，由d d1=85mm和n1=1440r/min,由第九版《机械设计》表8-4得P0=0.94kw。根据n1=1440r/min,i=3和A 型带，由第九版《机械设计》表8-5得?P0=0.17kw。
由第九版《机械设计》表8-6和8-2分别得K a=0.95、K L=0.98
所以P r=（P0＋?P0）×K a×K L=（0.94+0.17）×0.95×0.98=1.03kw。
Z=P ca/P r=K A P/[（P0＋?P0）×K a×K L]=3.816/1.03≈3.7≤10
为了使各根V=4根带受力均匀，带的根数不宜过多，一般少于10根，经鉴定，符合要求。
⑦确定带的初拉力F0
下式中，q为传动带单位长度的质量，kg/m,参考第九版《机械设计》表8-3得：
p=0.105kg/m。
F0min=500×(2.5－Ka)Pca/Kazv＋qv2=500×(2.5－0.95)×4.4/(0.95×4×6.41)＋0.105×6.412≈144 N
⑧计算带传动的压轴力F p
F p=2zF0sin(α1/2)=2×4×144×sin(163.70/2)=1066N
其中，α1为小带轮的包角。
第四章齿轮的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数及压力角的选择.
①按所给图示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
②输送机为一般工作机器，速度不高，由第九版《机械设计》表10-6，初选7级精度。
③材料的选择，参考教材常用齿轮材料及其力学特性，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 。
○
4初选小齿轮齿数z 1=20，大齿轮齿数z 2=3.96×20=79.2，取z 2=80。 ○5根据实际情况,压力角应选=200。
2、按齿面接触强度设计
由设计公式进行试算，即
()()[]
2
3
12
21Ht H E t k u z z z d d u H ε
δ?+?≥
Φ??
(1)确定公式内的各计算数值
①根据《机械设计手册》 试选载荷系数K Ht =1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩。P
T 1=9.55×106 P /n 2=95.5×106×3.03÷480=6.03×104N ·mm ④
考教材第九版《机械设计》表10-5得圆柱齿轮的齿宽系
数Фd ，选取齿宽系数Фd =1。 ⑤
考教材第九版《机械设计》表10-5得弹性影响系数Z E ，
Z E =189.8MPa 0.5。
⑥参考第九版《机械设计》图10-25得齿轮的接触疲劳强度极限
δHlim ，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限δHlim1=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限δHlim2=550MPa 。
⑦计算应力循环次数,其中，j 为齿轮每转一圈时，同一齿轮面啮合的次数；L h 为齿轮的工作寿命（单位为h ）。 N 1=60n 2jL h =60×480×1×(2×8×300×10)≈1.38×109
N2=N1/i2=(1.38×109)/3.96≈3.48×108
⑧参考教材得接触疲劳寿命系数K HN（当N>N C时，可根据经验在网纹内取K HN值），取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90，K HN2=0.94。
⑨算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1。
[δ]1=（K HN1δHlim1）/S=0.90×600MPa=540 MPa
[δ]2=（K HN2δHlim2）/S=0.94×550MPa=517 Mpa
取[δ]1和[δ]2中较小者为该齿轮的接触疲劳强度许用应力，即为[δ]=[δ]2=517MPa。
(2)计算
①试算小齿轮分度圆直径
d≥
1t
=≈
50.10mm
②计算圆周速度v
V=(πd1t n2)/(60×1000)=(π×50.10×480)/(60×1000)m/s=1.23 m/s
③计算齿宽b
b=Фd×d1t=1×50.10mm=50.10mm
④算齿宽与齿高之比b/h
模数：m t=d1t/z1=50.10/20mm=2.505 mm
齿高：h=2.25m t =2.25×2.505mm=5.636mm b/h=50.10/5.636=8.889
⑤计算载荷系数
根据v=1.23m/s ，7级精度，参考教材动载系数K v =1.0； 直齿轮，K Ha =K Fa =1;
由第九版《机械设计》表10-2查得系数K A =1；
由第九版《机械设计》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，得K H ?=1.418。
由b/h=8.889，K H ?=1.418，参考教材得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数K F ?=1.33，故载荷系数 K=K A K v K Ha K H ?=1×1×1×1.418=1.418
⑥实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
1150.1052.07t d d ==?=mm 计算模数m
m=d 1/z 1=52.7/20mm=2.603mm
3、按齿根弯度强度设计
弯曲强度的设计公式为
t m ≥ (1)确定公式内的各计算数值
①试选 1.3Ft k =。
②由第九版《机械设计》式10-5,计算弯曲疲劳强度许用重合度系数
0.75
0.75
0.250.250.6881.711
Y εα
ε=+
=+
= ③由第九版《机械设计》图10-24c ，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE1=500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限δFE2=380MPa ；
④由第九版《机械设计》图10-22查表弯曲疲劳寿命系数K FN ，取弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85，K FN2=0.90； ⑤计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
[δF ]1=（K FN1δFE1）/S=0.85×500/1.4MPa=303.57 MPa [δF ]2=（K FN2δFE2）/S=0.90×380/1.4MPa=244.29MPa ⑥计算载荷系数K
K=K A K v K Fa K H ?=1×1.06×1×1.33=1.41 ⑦查取齿形系数和应力校正系数
由第九版《机械设计》图10-17和10-18得齿形系数Y Fa 和Y Sa ， Y Fa1=2.85，Y Fa2=2.24；Y Sa1=1.54，Y Sa2=1.77。 ⑧计算大小齿轮的Y Fa Y Sa /[δF ]并加以比较 Y Fa1Y Sa1/[δF ]1=2.85×1.54/303.57=0.0145 Y Fa2Y Sa2/[δF ]2=2.24×1.77/244.29=0.0162 可以看出，大齿轮的数值大。故选[]
[]22
2
0.0162Fa Sa
Fa Sa F F Y Y Y Y δδ=
=
m
1.63mm ≈
对此计算结果，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1.63并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=52.7mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=52.7/2≈26
大齿轮齿数：z2=3.96×26=102.96，取z2=103。
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑。
4、几何尺寸计算
①计算分度圆直径
d1=z1m=26×2=52 mm
d2=z2m=103×2=206 mm
②计算中心距
a=(d1＋d2)/2=(52＋206)/2=129 mm
③计算齿轮宽度
b=Фd d1=1×52=52mm
取B2=52mm，B1=60mm。（一般将小齿轮的齿宽略微加宽5-10mm）5 、齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径d= 53)
(mm
轮毂直径 1D =1.2d=1.2×53=63.6)(mm 圆整为64mm 轮毂长度 56()L mm =
轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 0δ=8 轮缘内径 2D =2a d -2h-20δ=179mm ；
取D 2 = 180(mm) ；
腹板厚度 c=0.3b=0.3×45=13.5 取c=15(mm)；
腹板中心孔直径0D =0.5(1D +2D )=0.5(180+70)=125(mm)； 腹板孔直径0d =0.25（2D -1D ）=0.25（180-70）=27.5(mm) 取0d =27.5 (mm)；
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1；
第五章 轴的设计与校核
5.1主动轴的设计与校核
（1）主动轴的选材及轴径计算，轴的长度L
因小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS 。 按扭转强度估算轴的直径，选用45号钢(调质)，硬度217～255HBS
主动轴的输入功率为P 1=3.03kW,转速为n 1=480 r/min 由第九版《机械设计》表15-10选0A =110
轴的直径d≥A ×(P/n)1/3=120×(3.03/480)1/3=20.33mm 鉴于有一个键槽，将直径增大
5%，则
d=20.33×(1+5%)mm=21.35 mm ，圆整为25mm.
主动轴长，取L1=250mm.
（2）轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配
一级减速器中将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
(3)齿轮上作用力的大小、方向
1小齿轮分度圆直径：d1=52mm
2作用在齿轮上的转矩为：
1
3.03 9550000955000060284
480
I
I
P
T Nmm
n
==?≈
3求圆周力：Ft
Ft=2T1/d1=2×60284/52=2318.61N
4求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=2318.61×tan200=843.74N
R VA=R VB=Fr/2=421.87N , M VC=R VA*L/2=14.58 N
R HA=R HB=Ft/2=1159.3 N , M HC=R HB*L/2=40.07 N
M C=（M HC2+M VC2）0.5=42.58 Nm
M E=(M E2+(at)2)0.5=48.13 Nm
5.2从动轴的设计
⑴按扭矩初算轴径
大齿轮材料用45钢，正火，σb=600Mpa，硬度217～255HBS 大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故取：由第九版《机械设计》表15-3得C=120
d≥12033.16 C mm == 考虑有两个键槽，将直径增大10%，
则d=33.16×(1+10%)mm=36.47mm 圆整为40mm 以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径。 L=125mm
(2) 轴的结构设计，轴的零件定位、固定和装配 ①联轴器的选择
输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的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，联轴器的计算扭矩ca A T K T =Ⅱ。,根据第九版《机械设计》表14-1，考虑到
弯
矩
的
变
化
很
小
，
故
1.5
A k =，
则
31.5201.4810302220ca A T K T Nmm ==??=Ⅱ。按照计算转矩ca T 应小于
联轴器公称转矩，查标准GB/T5014-2003或手册，选用GL6型滚子链联轴器，其公称转矩为400000Nmm 。半联轴器的孔径1d =40mm ，半联轴器长度L=112mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度1L =84mm 。 ②根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ、为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故Ⅱ-Ⅲ段的直径d -ⅡⅢ=45mm ，左端用轴端挡圈定位。按轴端直径取挡圈直径D=47mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度1L =84mm ，为了保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ轴段的长度应比1L 略短一些，现取l -ⅠⅡ=82mm 。
Ⅱ、初步选择滚子轴承，因为轴承只受到径向力的作用。故选用单列的深沟球轴承。参照工作要求并根据d -ⅡⅢ=45mm ，由轴承产品目录中初选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6010，其尺寸为：508016d D T mm mm mm ??=??
故50d d mm --==ⅢⅣ
ⅦⅧ，16l mm -=ⅦⅧ
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得6009型轴承定位轴肩高度h=4mm ，因此，取49d mm -=ⅥⅦ
。
③取安装齿轮处的轴承Ⅳ-Ⅴ段直径53d mm -=ⅣⅤ
，已知齿轮轮
毂的宽度为56mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取53l mm -=ⅣⅤ ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（2-3）R ，由轴径d=46mm 。查表《机械设计》15-2，得R=2mm ，故h=5mm ，则轴环处的直径58d mm -=ⅤⅥ。轴环宽度b ≥1.4h ，
取10l mm -=ⅤⅥ
。
④轴承端盖的总长度为10mm ，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承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的距离l=20mm ，故取30l mm -=ⅡⅢ
。
⑤取齿轮箱体内壁之间的距离10mm ?=，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位子时，应距箱体内部一段距离s ，取S=5mm ，已知滚动轴承宽度T=16mm ，大齿轮轮毂长L=56mm 。则
(5652)16510435mm
l T s -=++?+-=+++=ⅢⅣ 510105mm l s l --=+?-=+-=ⅥⅦ
ⅤⅥ
参考从动轴图如下