机械设计课程设计-带式运输机传动装置的减速器设计
武汉工程大学
机械设计课程设计
说明书
课题名称：带式运输机传动装置的设计专业班级：机械中美
学生学号：1403190666
学生姓名：
学生成绩：
指导教师：秦襄培
课题工作时间：2016-12-12 至2015-12-30
武汉工程大学教务处
目录
第一章传动方案的选择及拟定 (1)
第二章电动机的选择及计算 (6)
第三章运动和动力参数计算 (8)
第四章 V带传动的设计计算 (8)
第五章斜齿圆柱齿轮的设计计算 (11)
第六章减速器轴的结构设计 (21)
第七章键连接的选择及校核 (32)
第八章滚动轴承的选型及寿命计算 (34)
第九章联轴器的选择及校核 (36)
第十章箱体及附件的结构设计和计算 (37)
第十一章润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择 (43)
第十二章设计总结 (45)
参考文献
第一章传动方案的选择及拟定
1.1 课程设计的设计内容
（1）合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还
应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。
（2）带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级。
（3）齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。
（4）轴端连接选择弹性柱销联轴器。
设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1所示。
图1-1
1.2 课程设计的原始数据
已知条件：①运输带的输出转矩：T=380·m；
②运输带的工作速度：v=0.85m/s；
③鼓轮直径：D=350mm；
④使用寿命：8年，大修期限3年，每日两班制工作。
1.3 课程设计的工作条件
设计要求：①误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；
②工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动；
③制造情况：小批量生产。
1.4 确定传动方案
根据题目要求选择传动装置由电动机、减速器、工作机组成，电动机和减速器之间用带传动连接。减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮。
第二章电动机的选择及计算.
2.1传动装置的总效率：
η=η1η2η3η4η5η6η7η8=0.96*0.98*0.98*0.99*0.99*0.99*0.99*0.97=0.859
其中，根据文献【2】表4-4中查得 V 带传动效率η1=0.96 两级齿轮传动效率η2=η3=0.98 三对滚动轴承η4=η5=η6=0.99 联轴器传动效率η7=0.99 滑动轴承传动效率η8=0.97
2.2 电动机各参数的计算
知运输带速度s m v /85.0=，卷筒直径mm D 350=。可求得工作机转速为：
min /82.51)2/(60)/21000()2/(r D v n w w ≈??==ππω
由已知条件运输带所需扭矩m N T ?=380，工作机的输入功率为Pw:
w
n ?=9550T
P =380?51.82/9550=1.98kw 电动机所需功率为：Kw P P w d 30.2859.0/98.1/===η
2.3电动机类型和型号结构形式的选择
三相交流电动机：适合较大、中小功率场合
Y 系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广,适合于一般通用机械，如运输机、车床等。 2、确定电动机的转速
同步转速越高，结构越简单，价格越低，反之相反。
本设计中选用同步转速为1000或1500r/min 的电动机。 3、确定电动机的功率和型号
电动机功率的选择要考虑工作要求和经济性。 选择电动机功率时，要求
d P P ≥ε
—电动机额定功率—εP —电动机所需功率—d P
传动系统的总传动比：w m n n i /=
表
2-1
由上表可知，方案2的转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选用方案2.
第三章.运动和动力参数计算
3.1传动比的分配
由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比： i=27.60
带传动的传动比：21=i ，则减速器总传动比为：
双极斜齿圆柱齿轮减速器的高级速的传动比：
59.43.12==
j i i
低速级传动比：
5.3/23==i i i j
3.2各轴转速计算
将各轴由高速向低速分别定为轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴
电动机轴: min /14300r n =
轴：min /715min)/(2
/14301r r n == Ⅱ轴：min /29.204min)/(5
.3/7152r r n == Ⅲ轴: min /51.44min)/(59.4/204/323r r i n n ===
3.3各轴输出功率
电动机：kw p p ed 30== 轴：kw
p p
8512.299.096.034
101
=??==ηη
Ⅱ轴：kw P P 7662.298.099.0851.24
212=??==ηη
Ⅲ轴：kw P P 6838.298.099.07662.26323=??==ηη
3.4各轴输入扭矩计算
输入轴：m N n P T ?==03.19/9550000
轴：m N n P T ·
08.30/9550111== Ⅱ轴：T Ⅱm N n P ?==31.129/955022 Ⅲ轴：T Ⅲm N n P ?=83.575/955033
将上述结果列入表中如下
第四章 V 带传动的设计计算
4.1确定计算功率
ca
P 由文献【1】表8-7查得工作情况系数K A =1.1,故 ：
Kw P K P A ca 3.3==
4.2选择V 带的带型
根据ca P 、1n 由文献【1】图8-11查图选择A 型。
4.3确定带轮的基准直1d d ，2d d 。
初选小带轮的基准直径1d d =100。侧大带轮的基准直径为：
2d d =i 11d d =200mm
查表圆整为2d d =200mm 。
4.4验算带速v 是否在5-25m/s 范围内。
验算带速v
s m s m n
d v d /24.5/1000
601=?=
π
因为s m v s m /30/5<<，故带速合适
4..5确定V 带的中心距a 和基准长度d L
1）初定中心距mm a 4000=。 2）计算带所需的基准长度
=-+++≈0
2
1221004)()(22a d d d d a L d d d d d π
1279.33mm
查表选带的基准长度mm L d 1430=。 3）计算实际中心距a 。
mm L L a a d d 4752
0≈-+
≈
mm L a a d 454015.0min =-=
mm L a a d 51803.0max =+=
中心距的变化范围为381~438mm 。
4.6验算小带轮上的包角1α
由于小带轮的包角小于大带轮的包角，小带轮上的总摩擦力相应小于大带轮上的摩擦力。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：
o o o
d d o
a
d d 12087.1613.57)
(180121≥≈--≈α
4.7计算带的根数z
1）计算单根V 带的额定功率r P 。
由mm d d 1001=和min /14301r n =，查表得Kw P 54.00=
根据min /14301r n =，2=i 和A 型带，查表得kW P 067.00=?， 查表的96.0=αK ，96.0=L K ，于是
kW K K P P P L r 54.0··)(00=?+=α
2）计算V 带的根数z 。
403.2==
r
ca
P P z 取3根。
4.8计算单根V 带的出拉力的最小值
由查表得A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m ，所以
N qv zv
K P K F ca
67.97)5.2(500
)(2min 0=+-=αα
应使带的实际初拉力min 00)(F F >
4.9计算压轴力P F
为了设计带轮轴的轴承需要计算带传动作用的轴上压轴力P F ：
P F 2
sin 210
αzF =
为了保证带传动过程中的安全性和平稳性，应使轴上的最小压轴力满足：
()
82.9692
sin
)(21
min 0min
==αF z F P N
第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算
5.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 5.1.1 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231=z ，大齿轮齿数57.10559.412==z z ，
取1052=z 。
4）选择螺旋角。初选螺旋角o 14=β。
5.1.2 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1=?d
（2）材料的弹性影响系数2
1
8.189MPa Z E =
（3）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ。 （4）计算应力循环次数
9111065.183008217156060?=??????==h jL n N
（5）取接触疲劳寿命系数92.01=HN K ，98.02=HN K 。 （6）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，
[]
MPa S
K HN H 5521
lim 11
==
σσ
[]
MPa S
K HN H 5392
lim 22
==
σσ
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径1t d 为：
[]592.31122
11=???
?
???+?≥
H E H ht t Z Z Z Z u u d T K d ?φβε
(2)计算圆周速度v
s n d v t /m 18.11000
601
1=?=
π
(3)计算尺宽b ，齿高h 和及模数nt m
mm mm d b t d 592.3157.3311=?=*=φ
模数为：
mm z d m t nt 055.1cos 1
1==
β
齿高为：
mm mm m h nt 374.2055.125.225.2=?==
（4)计算尺宽与齿高比b/h
54.10374.202.25/=÷=h b
（5)计算纵向重合度
678.114tan 241318.0tan 318.01=???== βφεβz d
（6)计算载荷系数
根据s m v /182.1=，7级精度，查得动载系数05.1=v K 查得使用系数1=A K
查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 406.1=βH K 由b/h=.10.54，406.1=βH K , 查得 4.1==Fa H a K K 故载荷系数
71..2415.14.102.11=???==βαH H V A K K K K K
（7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为： mm mm K K
d d t
t 44.393
.1146
.257.333
311=?== （8)计算模数m
mm mm z d m n 232.124
14cos 67.39cos 11=?==
β 5.1. 3、按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为 []
3
2
121cos 2F Sa
Fa d n Y Y z Y KT m σεφβ
α
β?
≥
（1）确定公式内各计算数值
1)计算载荷系数 15.2419.14.108.11=???==βαF F V A K K K K K 2)根据纵向重合度 678.1=βε，查得螺旋角影响系数 982.0=βY
3)计算当量齿数
37.2714
cos 25
cos 3311===
βZ Z v 28.10714
cos 98
cos 3
322===
βZ Z v 4)查取齿形系数
查得 563.21=αF Y 174.22=αF Y 5)查取应力较正系数