机械设计课程设计 机械厂装配车间输送带传动装置设计

机械设计课程设计

说明书

班级：机自08-1班

姓名：刘小锋

学号：

目录

一、电动机的选择 (2)

（1）选择电动机的类型 (2)

（2）选择电动机功率 (2)

二、传动比和传动装置运动参数的计算 (3)

（1）总传动比及传动比分配 (4)

（2）传动装置运动参数的计算 (4)

三、带传动的设计计算 (5)

四、斜齿圆柱齿轮设计 (6)

（1）高速级斜齿圆柱齿轮设计 (6)

（2）低速级斜齿圆柱齿轮设计 (10)

五、轴的设计计算 (12)

（1）齿轮上作用力的计算 (16)

（2）高速轴的设计计算 (17)

（3）低速轴的设计计算 (22)

（4）中间级的设计计算 (26)

六，参考文献 (32)

机械厂装配车间输送带传动装置设计

1.设计条件

（1）机器公用由输送带传送机器的零部件

（2）工作情况单向运输，轻度振动，环境温度不超过35

（3）运动要求输送带运动速度误差不超过5% （4）使用寿命10年，每年350天，每天16小时（5）检修周期一年小修，两年大修

（6）生产批量单件小批生产

（7）生产厂型中型机械厂

2.原始数据见表

3.设计任务

（1）设计内容1电动机选型；2带传动设计；3减速器设计；4联轴器选型设计；5其它。

（2）设计工作量1）传动系统安装图1张，2）减速器装配图1张，3）零件图2张，4）设计计算说明书4.设计要求

（1）减速器设计成同轴式二级减速器

（2）对所设计的减速器1）要求至少有一对斜齿原始数据：主动滚筒扭矩（N.m）900

主滚筒速度（m/s）0.8

主滚筒直径（mm）320

传动方案的确定已知数据：

滚筒扭矩：900*

T N m

=

主滚筒速度：0.8/

n m s

=

主滚筒直径：320

R mm

=

主滚筒转速：

0.8*60*10000

47.77/min

*

n r

D

π

==

准备选用1500/min

r的Y系列电动机，初步

的总传动比为

1500

31.4

47.77

i==

。

总传动比31.4

i=

电动机的选择

工作机上的功率：' 4.5

p Tw kw

==

V带效率10.96

η=

轴承的效率20.99

η=

弹性联轴器30.99

η=

闭式齿轮效率40.97

η=

滚筒效率50.97

η=

η

总=1

η3

2

η

3

η2

4

η

5

η=0.96*3

0.99*0.99*2

0.97*

0.97=0.84

P=

W

P/η

总=4.5/0.84kw=5.36kw

电动机所需功率'

p kp

≥

功率储备系数k取1.1

得 1.1*5.36 5.896

p kw

≥=

电动机具体牌号为：1324

Y M-型，额定功

率为7.5kw,满载转速为1440/min

r。

η

总=0.84

P=5.36kw

7.5

p kw

=

总传动比及传动比分配i

总=0

n/

w

n=1440/47.77=30.14

带轮传动比取12

i=

同轴式减速器传动比

12

1

3.88

i

i i

i

===

i

总=30.14

2

i=

带

1

i=

2

i=3.88

各轴的转速带轮1的转速1

1440/min

n r

=

带轮

带轮2的转速

720/min

n

n r

i

==

带轮1

带轮2

轴1的转速12

720r/min

n n

==

带轮

轴2的转速

1

2

1

185.567

n

n

i

==

r/min

轴3的转速

2

3

2

47.826/min

n

n r

i

==

根据传动比的分配将转速分配好。

1

n=720r/min

2

n=185.567r/min

3

n=47.826r/min

各轴的功率

1

p=

1

*

pη=5.1456kw

2

p=

1

p

23

*

ηη=4.9413kw

3

p=

2

pη

2

η

3=4.745kw

根据各轴的效率计算各轴的功率。

1

p=5.1456kw

2

p=4.9413kw

3

p=4.745kw

各轴的转矩

1

T=9550

1

1

P

n=68.25N*m

2

T=9550

2

2

p

n=254.298N*m

3

T=9550

3

3

p

n=947.49N*m

1

T=68.25N*m

2

T=254.298N*m

3

T=947.49N*m

带传动计算

确定V 带的型号

工况系数 1.1()A K =载荷平稳 功率p *8.25c A K p kw ==

V 带型号：A

V 带型号：A

确定带轮的基准直径 小带轮直径1100D mm =（查表） 大带轮直径211200D i D mm ==（圆整） （200D mm ≤，实心式）

验算带速

11/600007.536/v D n m s π== 要求带速在5

25/m s 范围

7.536/v m s = 满足要求

确定带长度

d

L 和中

心距a

初去中心距120120.7()2()D D a D D +≤≤+

0600a mm =

初算带的基准长度'

L

'121200

()2()

216752

4D D D D L a mm

a π++=+

+

=

圆整后

1800d L mm

=

中心距'

06632d L L a a mm

-≈+=

1675d L mm

=

663a mm =

验算小带轮包角α 00

121

180171.3D D a α-=-=

001171.3120α=≥

确定V 带

根数 单根V 带试验条件下许用功率0 1.32P kw

= 传递功率增量00.17P kw

=

包角系数0.98K α=

长度系数

1.01

L K =

根数

00 5.59

()**C

L

P z P P K K α==+

圆整6z =

计算初拉力0F

m

kg

q/

1.0

=

N

qv

K

zv

P

F L2.

147

)1

5.2

(

5002

=

+

-

=

α

N

F2.

147

=

计算压轴力Q

N

zF

Q1761

)

2

sin(

21

=

=

α

N

Q1761

=

带轮带轮1：槽型：A，轮宽B=93mm

带轮2:：槽型：A

高速级斜齿轮圆柱齿轮的设计计算

选择齿轮材料，确定许用应力

考虑到运输机为一般机械，小齿轮选用

40调质处理，大齿轮选用45正火处理。齿

面硬度HBW1=241-286,HBW2=169-217.平均

硬度

HBW1=260H HBW2=210HBW1-HBW2=50

选用8级精度

1.许用接触应力

[]

H

σ[]Hσ=lim min H H S

σ

N

Z

接触疲劳极限lim

H

σ查课本6-4

接触强度疲劳寿命N

Z：

应力循环次数N

1

N=60

1

n j

h

L=60*720*1*(10*16*350)

n—齿轮的转速

j—齿轮每转一圈的时同一齿面的啮合次

数

h

L--齿轮的工作寿命

2

N=

1

N/i

查表得1n

Z

2

n

Z

接触强度最小安全系数lim

H

S

则

[]

1

H

σ

=580*1/1

小齿轮调质处理

HBW1=260

大齿轮正火处理

HBW2=200

8级精度

lim

H

σ1=580N/2

mm

lim

H

σ2=390 N/2

mm

1

N=2.4*10^9

2

N=3.7*10^8

1n

Z=1

2

n

Z=1.05

lim

H

S=1

[]

1

H

σ

=500 N/2

mm

[]2H σ

=390*1.05/1

2.许用弯曲应力[

]F σ=lim

min F F S σN Y X

Y

lim F σ--弯曲疲劳极限 查图6-7

N Y --弯曲强度计算的寿命系数 查图 6-8 X

Y --弯曲强度计算的尺寸系数 查图 6-9

（设模数m 小于5mm ） 弯曲强度最小安全系数lim

F S

则 []1F σ=295*1*1/1.25 []2F σ=170*1*1/1.25

[]21/5.409mm N H =σ

[]2/5.409mm N H =σ []lim1F σ=295N/2mm

[]22/170mm N Fim =σ

1N Y =2

N Y =1 X

Y =1

lim

F S =1.25

[]1F σ=172 N/2mm []2F σ=136 N/2mm

齿轮接触疲劳强度设计计算 小圆分度圆直径1

d 1d ≥[]21321**E H d H Z Z Z Z KT u u ξβ?σ??+ ? ??? 齿宽系数d

ψ 查表6.9 按齿轮相对轴承为非对称布置 d ψ=0.8 小齿轮齿数1Z 在推荐值20-40 中选 大齿轮齿数2Z 2Z =i*1

Z =3.88*27=104.76圆整取 齿数比u u=2Z /1

Z =105/27 传动比误差 05.0002.088.3/01.0/<==?u u 小轮转矩 2

T =95592

2p

n =68250N*mm

d

ψ=0.8 1

Z =27 2

Z =105

89.3=u 合格

1

T =68250N*mm

初定螺旋角

β

载荷系数K K=

A V K K K K αβ

A

K --使用系数 查表 6.3

（工作平稳）

V K --动载系数 由推荐值 1.05-1.2 K α

--齿间载荷分配系数由推荐值 1.0-1.2 K β

--齿向载荷分配系数由推荐值 1.0-1.2

K=

A V K K K K αβ

=1*1.2*1.1*1.1

材料弹性系数E Z 查表 6.4 节点区域系数H

Z 查图 6-3

（β=0

12，

1x =2

x =0）

重合度系数

Z ξ 由推荐值0.75-0.88

螺旋角系数Z β

由Z β

=cos β=0cos12 故 1d ≥[]2

1321**E H d H Z Z Z Z KT u u ξβ?σ??+ ? ???≥62.07m

m 法面模数n

m n m =1

d cos 1b /1z ==2.2mm 取标准

中心距a=n m (1z +2z )/(2cos β)=

168.68mm 。圆整 分度圆螺旋角[]。84.10)2/()(arccos

21=+=a z z m n β 分度圆直径1d 1d

=m 1z /cos12.43

=68.726mm

0β=0

12

A K =1 V K =1.2 K α

=1.1 K β

=1.1

K=1.45

2/8.189mm N Z E =

H

Z =2.45 Z ξ=0.78 Z β

=0.99

1d ≥62.07mm

mm m n 5.2=

a=168mm

β=。84.10

1

d =68.726mm

圆周速度v v=π1d 2n

/60000

=2.58m/s

齿宽b b=d ψ1d

=54.9808mm 圆整 大轮齿宽

2

b 2

b =b 小轮齿宽1b 1b =2b

+（5--10）

2.58m/s v =

b=55mm

2b =55mm 1

b =60mm

齿根弯曲疲劳强度校核计算

由 6—16 F σ

=2

12n KT bd m Fa Sa Y Y Y Y ξβ≤[]F σ 当量齿数

1

v z 1v z =v z /3cos β

=28.49

2

v z =2z /3cos β

=110.82 齿形系数

Fa

Y 查表 6.5 小轮

1

Fa Y 大论2

Fa Y

应力修正系数

Sa

Y 查表 6.5 小轮1

Sa Y 大论

2Sa Y

不变位时，端面啮合角t

α=arctan(tan 0

20/ 。84.10cos )=。

33.20 端面模数t m =n

m / cos 。84.10=2.55m m 重合度a

ξ= 1

2π[]1122(tan tan )(tan tan )at t at t z z αααα-+-=1

2π=1.69

重合度系数

Y ξ

=0.25+0.75/

a

ξ

1

v z =28.49

2

v z =110.82

1Fa Y =2.53 2

Fa Y =2.18

1

Sa Y =1.61 2

Sa Y =1.79

a ξ=1.69

Y ξ

=0.693

螺旋角系数

Y β

由推荐值0.85—0.92

故 1F σ

=2

112n KT b d m 11Fa Sa Y Y Y Y ξβ =48.61N/2

m

2F σ=2

212n KT b d m 22Fa Sa Y Y Y Y ξβ

=50.4N/2

m

Y β

=0.89

[]1F σ=48.61N/2mm

[]2F σ=50.4N/2mm

齿根弯曲强度满足

齿轮其他主要尺寸计算

大轮分度圆直径2d 2d =n m 2z

/cos β =267.26mm 根圆直径

f d 1f d =1d -2f

h =62.476

2f d =2d -2f

h =261.01

顶圆直径

a d 1a d =1d +2a

h =73.726

2a d =2d +2a

h =272.26

2

d =267.26mm 1f d =62.476mm 2f d =261.01mm 1a d =73.726mm 2

a d =272.26mm

低速级斜齿轮圆柱齿轮的设计计算

由于是同轴式二级齿轮减速器，因此要使两对齿轮的中心距完全相等的。

为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋，大齿轮左旋。

齿轮接触疲劳强度设计计算

小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 调质

许用接触应力[]H σ []H σ=lim

min

H H S σN

Z

接触疲劳极限

lim H σ 查课本 6-4

lim H σ=700N/2mm

1HBS =241 2

HBS =229

lim1

H σ=680N/

2mm

lim 2

H σ=580

接触强度疲劳寿命

N

Z 应力循环次数 N

1

N =60

1n j h

L =60*185.67*1*(5*350*6)

2

N =1

N /i

查表得 1n Z 2

n Z

接触强度最小安全系数lim

H S

则 []1H σ=680*1.05/1

[]2H σ=580*1.45/1

许用弯曲应力

[]F σ=lim

min

F F S σN Y X

Y

lim F σ--弯曲疲劳极限 查图6-7

N Y --弯曲强度计算的寿命系数 查图 6-8 X

Y --弯曲强度计算的尺寸系数 查图 6-9

（设模数m 小于5mm ） 弯曲强度最小安全系数

lim

F S

则 []1F σ=378*1*1/1.25

[]2F σ=295*1*1/1.25

N/2

mm

1

N =6.23*10^8 2N =1.68*10^8 1n Z =1.05 2

n Z =1.45 lim

H S =1

[]

1H σ=714

N/2

mm

[]

2H σ=841

N/2

mm

lim1

F σ=378

N/2mm

lim 2

F σ=295N/

2mm

1N Y =2

N Y =1 X

Y =1 lim

F S =1.25

[]

1F σ=244

N/2mm

[]

2F σ=210

N/2

mm

齿轮接触疲劳强度设计计算

小圆分度圆直径1d

1

d≥[]

2

1

3

21

**E H

d H

Z Z Z Z

KT u

u

ξβ

?σ

??

+

?

?

??

齿宽系数d

ψ查表6.9 按齿轮相对轴承为

非对称布置d

ψ=0.8

小齿轮齿数1Z在推荐值20-40 中选

大齿轮齿数2Z2Z=i*1Z=3.88*27=104.76

圆整取

齿数比u u=2

Z/

1

Z=105/27

传动比误差

05

.0

002

.0

88

.3/

01

.0

/<

=

=

?u

u

小轮转矩

2

T=9559

2

2

p

n=254298N*mm

初定螺旋角0

β

载荷系数K K=A V

K K K K

αβ

A

K--使用系数查表6.3

（工作平稳）

V

K--动载系数由推荐值1.05-1.2

K

α--齿间载荷分配系数由推荐值1.0-1.2

K

β--齿向载荷分配系数由推荐值1.0-1.2

K=A V

K K K K

αβ=1*1.2*1.1*1.1

材料弹性系数E

Z查表6.4

节点区域系数H

Z查图6-3

（β=0

12，1x=2x=0）

1

Z=27

2

Z=105

合格

3

T=254298N*m

β=0

12

A

K=1

V

K=1.2

K

α=1.1

K

β=1.1

2

mm

/

8.

189N

Z

E

=

H

Z=2.45

重合度系数Z ξ 由推荐值0.75-0.88 螺旋角系数Z β

由

Z β

=cos β=0

cos12

故

1d ≥

[]2

13

21**E H d H

Z Z Z Z KT u u ξβ

?σ??

+ ? ???

≥66.42m

m 法面模数n

m n m =1

d cos 1b /1z ==2.40mm 取标准 中心距a=n m (1z +2z )/(2cos β)=

168.68mm 。圆整 分度圆螺旋角β β

=arcco

[]12()/(2)n m z z a + =。

84.10

分度圆直径

1d 1

d =m 1z /cos12.43

=68.726mm 圆周速度v v=π

1d 2

n /60000

=0.67m/s

齿宽b b=d ψ1d

=54.9808mm 圆整 大轮齿宽

2

b 2

b =b 小轮齿宽1b 1b =2b

+（5--10）

Z ξ=0.78 Z β

=0.99

1

d =66.42mm

a=168mm

β=。84.10

1

d =68.726mm

v=0.67m/s

b=55mm

2b =55mm 1

b =60mm

齿根弯曲疲劳强度校核计算

由6—16 F

σ=

2

1

2

n

KT

bd m Fa Sa

Y Y Y Y

ξβ≤

[]

F

σ

当量齿数1v z1v z=v z/3

cosβ

=28.49

2v

z=

2

z/3

cosβ

=110.82

齿形系数Fa

Y查表6.5 小轮

1

Fa

Y

大论2Fa

Y

应力修正系数Sa

Y查表6.5 小轮

1

Sa

Y

大论2Sa Y

不变位时，端面啮合角

t

α=arctan(tan0

20/ 。

84

.

10

cos)=。

33

.

20

端面模数t m=n m/ cos。

84

.

10=2.55m m

重合度a

ξ=

1

2π

[]

1122

(tan tan)(tan tan)

at t at t

z z

αααα

-+-

=

1

2π=1.69

重合度系数

Y

ξ=0.25+0.75/a

ξ

螺旋角系数

Y

β由推荐值0.85—0.92

故1F

σ

=

2

11

2

n

KT

b d m11

Fa Sa

Y Y Y Y

ξβ=1811N/2

m

2

F

σ=

2

21

2

n

KT

b d m22

Fa Sa

Y Y Y Y

ξβ=187.7N/2

m

1v

z=28.49

2v

z=110.82

1

Fa

Y=2.53

2

Fa

Y=2.18

1

Sa

Y=1.61

2

Sa

Y=1.79

a

ξ=1.69

Y

ξ=0.693

Y

β=0.89

满足条件

齿轮其他主要尺寸计算

大轮分度圆直径2d2d=n m2z/cosβ

=267.26mm

根圆直径f

d

1f

d

=1d-2f

h

=62.476

2

f

d

=2d-2f

h

=261.01

顶圆直径a d1a d=1d+2a h=73.726

2

a

d=

2

d+2

a

h=272.26

2

d=267.26mm

1f

d

=62.476mm

2

f

d

=261.01mm

1a

d=73.726mm

2

a

d=272.26mm 高速级齿轮低速级齿轮

小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮

传动比 3.88

模数 2.5

螺旋角10.84

中心距168

齿数27 105 27 105 宽度60 55 60 55

直径

分度圆68.726 267.26 68.726 267.26 齿根园62.476 261.01 62.476 261.01 齿顶园73.726 272.26 73.726 272.26 旋向左右右左

斜齿圆柱齿轮上作用力的计算

高速级齿轮传动的作用力(1)已知条件高速轴传递的转矩1

T=68250N*mm,转速为720r/min,高速级齿轮的螺旋角β=10.84，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆1

d=68.726mm

(2)齿轮1的作用力圆周力为

1t F

=1

12T d =1986N

其方向与作用力点圆周速度方向相反 径向力为

1r F =1t F tan cos n

αβ=736N

其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心 轴向力为

1a F =1t F tan β

=141N (3)齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的各力大小相等，方向相反

1

t F =1986N

1

r F =736N

1

a F =141N 低速级齿轮传动的作用力 (1)已知条件 低速轴传递的转矩2

T = 947490 N*mm 转速2

n =47.826r/min ，低速级齿轮的螺旋角β=10.84。为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力相互抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径3

d =68.726mm (2)齿轮4的作用力 圆周力为 4t F =32

2d T =7090N

其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为

4r F =4t F tan cos n

αβ=2627N

其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心 轴向力为

4a F =4t F tan β=503N (3) 齿轮3的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反

4t F =7090N

4t F =2627N

4a F =503N

高速轴的设计

选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构无特殊要求，选用常用的材料45钢，调质处理 初算直径

初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理 取1L ,127

0=A ,于是得 mm n P

A O 3.23*07.1d min ==

min

d =23.3mm

轴的结构设计

（1）根据轴的最小直径，查表确定轴的

直径为25mm,根据带轮的宽度b=93，选

择1段轴的长度mm l 901=。选择键为8X80。 （2）2段为端盖定位，轴肩高度h=c+(2-3),孔倒角C 取2mm,2d =1d

+2h,且符合标准密封内径，则2

d =35mm ，取端盖宽度为10mm,取轴段2的长度为mm l 502= (3)轴段3和轴段5的设计 有较大的轴向作用力。选用圆锥滚子轴承。其轴直径应即便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为32908，查表得轴承内径d=40mm,外径D=62mm,内圈宽度B=15mm,总宽度T=15mm.轴承润滑方式选择：因为3d *1

n =40*720mm*r/min=57600<2*10^5 mm*r/min,所以选择脂润滑。齿轮与箱体内壁间隙?=16mm,考虑轴承脂润滑，取

轴承箱体内壁壁距离f=8mm,则3

l =T+f+?+4=43mm (4)e=32f d -42d -1t

=4.208<2.5m ，所以做成齿1

d =25mm

1l =90mm 2d

=35mm

mm l 502=

3d

=40mm

3l

=43mm

mm d 464=

轮轴。长度等于小齿齿宽，4l=60mm。(5)5段与3轴径一样，要装轴承，d=40mm。轴承左面与齿轮右侧要有16mm的距离用于下轴承。查设计手册中的轴承标准。

4

l=60mm 5

d=40mm 5

l=63mm

确定轴承及齿轮作用力位置轴承反力的外圈作用点与轴承大端面的

距离a=11.1,则由图可得轴的支点及受力

点间的距离为

1

L=107mm

2

L=57mm

3

L=81mm

1

L=107mm

2

L=57mm

3

L=81mm

轴的受力分析

（1）画轴的受力简图。（设左轴承受力

面为a面，齿轮受力面为b面）

（2）计算支承反力在水平面上为

=

+

-

-

+

+

=

3

2

1

1

3

1

3

2

1

1

2

)

(

l

l

d

F

l

F

l

l

l

Q

R a

r

H

2659.3N

2H

R=

H

r

R

F

Q

1

1

-

-=-1634.3N

在垂平直面上为

=

+

=

3

2

3

1

1

*

l

l

l

F

R t

R

1165.7N

2v

R=

1t

F-

1v

R=820.3N

轴承1的总支承反力

22

111

H v

R R R

=+

=2903.57N

轴承2的总支承反力

22

222

H v

R R R

=+

=1828.6N

（3）画弯矩图

在水平面上，a-a剖面为

aH

M=-Q

1

l=-188427N*mm

b-b剖面右侧

='

bh

M=

3

2

l

R

H-132378.3

b-b剖面左侧

1H

R=2659.3N

2H

R=-1634.3N

1v

R=1165.7N

2v

R=820.3N

1

R=2903.57N

2

R=1828.6N

aH

M=-188427N*m

m

='

bh

M

-132378.3N.

mm

=bh M =

-211'

d F M a bh -137223.483N.mm

在垂直面上，a-a 剖面为

aV

M =0N*mm =-=21l R M v bv -66444.9N.mm 合成弯矩，a-a 剖面为

a

M =bH

aH

M

M

2

2

+= 188427N.mm

B-b 剖面左侧为

b M =2

2bv bh M M +=152463.8 N*mm B-b 剖面右侧为

'

b M =2

2'bv bh M M +=148118N.mm （3） 画转矩图 1

T =68250N*m

=bh M -137223.483N.mm

aV

M =0N*mm

bv M =-66444.9N

a

M =188427N*mm

b M =152463.8N.m m

'

b M =148118N.mm 1

T =68250N*m

校核轴的强度

因a 剖面左侧弯矩大，且作用有转矩，故a 剖面左侧作为危险面 当量弯矩2

2)(T M M ca α+=,取折合系数α=0.6，则a 处当量弯矩为 ca M =192720.85N.mm 。

==W M ca

ca δ27

由表查得45钢调质处理抗拉强度极限B

σ=650 MPa,则由表差得轴的许用弯曲应力=60 MPa ，e σ<[]1b σ-,强度满足要求.

轴的强度满足要求

校核键连接的强度 带轮处键连接的挤压力为 1p σ=144T d hl

=21.67 MPa 齿轮处键连接的挤压应力为 2p σ=1

14T d hl

=22.45 MPa