设计压力1600带式运输机传动装置

设计任务书

一级圆柱齿轮减速器的设计 1. 设计题目 用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器 传动装置简图如右图所示。（电动机的位置自行确定） (1)带式运输机数据 运输带工作拉力F=1600N，运输带工作速度V=1.8m/s, 运输带滚筒直径D=300mm . (2)工作条件 两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为±5%。 (3)使用期限 工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。 (4)生产批量 1—电动机 小批量生产。 2—V带传动2.设计任务 3—斜齿圆柱齿轮减速器1)选择电动机型号； 4—联轴器2)确定带传动的主要参数及尺寸； 5—带式运输机3)设计减速器； 4)选择联轴器。 3.具体作业

1)减速器装配图一张；

2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。 运输带工作拉1101150 1200 1250 1300 1350 1450 1500 1500 1600 力F/N 0 运输带工作速1.6 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6 1.55 1.65 1.7 1.8 度v/(m/s) 运输带滚筒直250 260 270 240 250 260 250 260 280 300 径D/mm

目录

一 传动方案拟定…………………………………………………………………..4

二 电动机的选择………………………………………………………………….4

三 计算总传动比及分配各级的传动比…………………………………………..5

四 运动参数及动力参数计算……………………………………………………..5

五 传动零件的设计计算…………………………………………………………..6

六 轴的设计计算…………………………………………………………………..11

七 键连接的选择及校核计算……………………………………………………..22

八 减速器箱体，箱盖及附件的设计计算………………………………………..22

九 润滑与密封……………………………………………………………………..25

十 设计小节………………………………………………………………………..26

十一 参考资料目录………………………………………………………………….26

一、传动方案拟定 第四组第十个数据：设计用于带式运输机的一级圆柱电动机选齿轮减速器 择：Y系（1） 工作条件：两班制工作，空载启动，单向连列三相异续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为±5%。步电动工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。 机。 （2） 原始数据：拉力F=1600N；带速V=1.8m/s； 滚筒直径D=300mm。 运动简图 二、电动机的选择 总效率：0.86 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。 2、确定电动机的功率： （1）传动装置的总效率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.95 =0.86 (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000η总 =1600×1.8/1000×0.86 =3.349KW （3）所需电动机功率Pd： 电动机功率：3.349KW

Pd=Pw/η总=2.88/0.86=3.349 查《机械零件设计手册》得 Ped = 4 kw 电动机选用 Y112M-4 满载转速：n1440 r/min 3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.8/π×300 =114.65r/min 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/114.65=12.56 2、分配各级传动比 （1） 取i带=3 （2） ∵i总=i齿×i 带π ∴i齿=i总/i带=12.56/3=4.187 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） n1= n满/i带=1440/3=480(r/min) n2=n1/i齿=480/4.187=114.(r/min) 滚筒nw=n2=480/4.187=114.(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） P1=Pd×η带=3.349×0.96=3.215KW 满 = 电动机选：Y112M-4 电动机转速：114.65r/min 总传动比：12.56 取i带=3 轴转速:n1=480r/m n2=114.6

PII=PI×η轴承×η齿轮=3.215×0.99×0.97=3.087KW 4r/m 3、 计算各轴转矩 Td=9.55Pd/nm=9550×3.349/1440=22.21 N﹒m TI=9.55p2/n1 =9550x3.215/480=63.97 N﹒m TII =9.55p2/n2=9550x3.087/114.=257.16 N﹒m 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 6 N﹒m 由课本表8-7得：kA=1.2 P=3.349KW PC=KAP=1.2×3.349=4.0188KW 据PC=4.0188KW和n1=480r/min 由课本图8-11得：选用A型V带 带轮基准（2） 确定带轮基准直径，并验算带速 直径：由课本表8-6,8-8取dd1=95mm>dmin=75 dd1=95mdd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm m 由课本表8-8，取dd2=280 dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000 mm =π×95×1440/60×1000 带速： =7.16m/s V=7.16m在5~25m/s范围内，带速合适。 皮带选择：A型V带 轴功率：P1=3.215KW P2=3.087KW 轴转矩：T1=63.97 N﹒m T2=257.1

（3） 确定带长和中心距 初定中心距a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+3.14(95+280)/2+(280-95)2/4×500 =1605.8mm 根据课本表8-2选取相近的Ld=1600mm 确定中心距a≈a。+(Ld-Ld。)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm (4) 验算小带轮包角 α1=180°-57.30°×(dd2-dd1)/a =1800-57.3°×(280-95)/497 =158.67°>90°（适用） （5） 确定带的根数 /s 带长1600mm 中心距a=497mm 单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图8-4a带根数：4 得 P1=1.185KW i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表8-4b得 △P1=0.17KW 查表8-5，得Kα=0.94；查表8-2得 KL=0.99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL] =4.0188/[(1.185+0.17) ×0.94×0.99] =3.18 (取4根) (6) 计算轴上压力

由课本表8-3查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV[（2.5/Kα ） -1]+qV2=500x4.0188/[4x7.16(2.5/0.94-1)]+0.10x7.162 =121.56kN 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×4×121.56sin(158.67°/2) =955.68N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式 传动，通常 齿数：齿轮采用软齿面。查阅表10-1，选用价格便宜便于制造Z1=20 的材料，小齿轮材料为40Cr钢，调质，齿面硬度280HBS；Z2=84 大齿轮材料也为45钢，调质处理，硬度为240HBS； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选7级精 度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=4.187 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 4.187× 20=83.74取z2=84 由课本表10-7取φd=1.1

(3)转矩T1 T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/480=6.2×104N*mm (4)载荷系数k : 取k=1.2 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本图10-21d查得： σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa 载荷系数：K=1.2 接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h 计算，由公式N=60njtn 计算 N1=60×480×10×300×18=1.38x109 N2=N/i=1.36x109 /4.187=3.3×108 查课本图10-19中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得： d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =49.04mm 模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取标准模数第一数列上的值，m=2.5 (6)校核齿根弯曲疲劳强度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数 模m=2.5 数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm 取b2=55mm b1=60mm (7)复合齿形因数YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)许用弯曲应力[σbb] 根据课本： [σbb]= σbblim YN/SFmin 分度圆直径：d1=50mm YFs 由课本得：d2=195mm 齿b1=60 b2=55 宽由课本图10-20c得弯曲疲劳极限σbblim应为： σ bblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求， 取SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为 [σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核计算 σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1] σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2] 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm (10)计算齿轮的圆周速度V 中心距=122.5mm 计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×480×50/60× 1000=1.25m/s 因为V＜6m/s，故取7级精度合适． 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 从动轴选45号钢 选轴的材料为45号钢，调质处理。查表15-1可调质 知： σb=0Mpa,σs=355Mpa,查表可知：[σ b+1]bb=210Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=55Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴 器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C 查表15-3可得，45钢取C=112 则d≥112×(3.087/114.)1/3mm=33.57mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取 d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106× 3.087/114.67=198582 N 齿轮作用力： 圆198582/195N=2036N 周力：Ft=2T/d=2 × 径向力：Fr=Fttan200=2036× tan200=741N 4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸 以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 联轴器 （1）、联轴器的选择 LX3 可采用弹性柱销联轴器，查表可得联轴 器的型号为LX3联轴器：35×82 GB5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体，轴 承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环 和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两

端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴 通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈 配合 分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径 将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如d1=35m图）， m 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为 d2=40mm d2=40m齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固m 定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于 齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。 齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根 据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取 d6=45mm. (4)选择轴承型号初选深沟球轴承,代 号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故 轴环直径d5=52mm. (5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm II段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm, 宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱 体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴 段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应 有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段 长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直径d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=50mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm (6)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=195mm ②求转矩：已知T2=198.58N?m ③求圆周力：Ft 根据课本得 Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr 根据课本得 Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面 弯矩为 MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N*m 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N*m MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m (5)绘制扭矩图（如图）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2， 截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m (7)校核危险截面C的强度 σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查表可知： σb=0Mpa,σs=355Mpa,查[2]表13-6可知：[σ

b+1]bb=210Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=55Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴 器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C 查表可得，45钢取C=112 则d≥118×(2./473.33)1/3mm=21.11mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106× 2./480=53265 N 齿轮作用力： 圆53265/50N=2130N 周力：Ft=2T/d=2 × 径向力：Fr=Fttan200=2130×tan20° =775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，将齿轮安排在箱体，轴承对称 布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和

固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴 通 过两端轴承盖实现轴向定位， 4 确定轴的各段直径和长度 初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与 箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长 36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (2)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=50mm ②求转矩：已知T=53.26N*m ③求圆周力Ft：根据课本得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求径向力Fr根据课本得 Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2) 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83N*m 弯矩图 (5)计算当量弯矩：根据课本得α=0.4 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2 =59.74N?m

(6)校核危险截面C的强度 σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303) =22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 （7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承 根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查表15-2可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度 B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷 CO=20.5KN, 查表15-2可知极限转速9000r/min （1）已知nII=121.67(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N 根据课本得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N (3)求系数x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63

FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根据课本表得e=0.68 FA1/FR148000h ∴预期寿命足够 二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查表可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm, 基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, 查 表15-2可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h （1）已知nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 根据课本得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N (3)求系数x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据课本表得e=0.68 FA1/FR1∵深沟球轴承ε=3 根据手册得6206型的Cr=19500N 由课本式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n =106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h ∴预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算 1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6 高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79 2．键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79 b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm 圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N 挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够 剪切强度： =36.60<120MPa=[ ] 因此剪切强度足够 键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上 面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~ 1、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器 选用游标尺M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳. 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M18×1.5 根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 箱体的主要尺寸： ： (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45 取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地脚螺钉直径122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) df =0.036a+12=0.036× (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6) (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 (15) Df.d2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于 扳手操作为准。 (17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10） (18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 D～轴承外径 (22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和 Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2. 九、润滑与密封 1.齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν <12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不 小于10mm，所以浸油高度约为36mm。 2.滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3.润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于 小型设备，选用GB443-全损耗系统用油L-AN15润滑 油。 4.密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴 唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确

定为GB4.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 十、设计小结 课程设计体会 课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！ 课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。 十一、参考资料目录 [1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社李育锡主编，2008年6月（2009重印）；

[2] 《机械设计》第八版，高等教育出版社 纪名刚主编