带式输送机的传动装置设计-课程设计
机械设计课程设计
姓名： 班级： 学号： 指导教师： 成 绩：
目 录
1. 设计目的……………………………………………………………2 2. 设计方案……………………………………………………………3 3. 电机选择……………………………………………………………5 4. 装置运动动力参数计算……………………………………………7 5. 带传动设计 …………………………………………………………9 6. 齿轮设计……………………………………………………………18 7. 轴类零件设计………………………………………………………28 8. 轴承的寿命计算……………………………………………………31 9. 键连接的校核………………………………………………………32 10. 润滑及密封类型选择 ……………………………………………33 11. 减速器附件设计 …………………………………………………33 12. 心得体会 …………………………………………………………34 13. 参考文献 …………………………………………………………35
1. 设计目的
机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程
设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是： （1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意
识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知
识去分析和解决机械设计问题的能力。 （2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 （3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正
确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。 （4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，
查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。
2. 设计方案及要求
据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：
1—输送带
2—电动机
3—V 带传动
4—减速器
5—联轴器
技术与条件说明：
1）传动装置的使用寿命预定为 8年每年按350天计算， 每天16小时计算；
2）工作情况：单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35度；
3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；
4）运动要求：输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率0.96； 5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。 设计要求
1）减速器装配图1张；
2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；
3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写 4）相关参数：F=8KN，V=0.6m /s ，D=400mm。
3. 电机选择
3.1 电动机类型的选择
按工作要求和工作条件选用Y 系列鼠笼三相异步电动机。其结构
为全封闭自扇冷式结构，电压为380V 。
3.2 选择电动机的容量
工作机有效功率P w =
m F ⋅v
, 根据任务书所给数据F=8KN，V=0.6。1000
F ⋅v 8000⨯0. 6
则有：P w ===4.8KW
10001000
从电动机到工作机输送带之间的总效率为
42
⨯η⨯η⨯η4⨯η5 ηη23∑1 =
式中η1，η2，η3，η4，η5分别为V 带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据《机械设计手册》知
η1=0.96，η2=0.99，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.99，则有：
42η0. 990. 97∑⨯⨯⨯0. 99⨯0. 99 =0.96
=0.85
所以电动机所需的工作功率为： Pd =
4. 8P w
==5.88KW 0. 9η∑0. 96⨯0. 85
取P d =6.0KW
3.3 确定电动机的转速
按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I 齿=8~40和带的传动比I 带=2~4，则系统的传动比范围应为：
I ∑=I齿⨯i 带=（8~40）⨯（2~4）=16~200 工作机卷筒的转速为 nw =
所以电动机转速的可选范围为
nd =I∑⨯n w =（16~200）⨯28.7r /min =（459~5740）r /min
符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是1000r/min。查询机械设计手册（软件版）【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y 系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y160M-6. 其满载转速为970r/min,额定功率为7.5KW 。
60⨯1000v 60⨯1000⨯0. 6
=28. 7r /min =
πD 3. 14⨯400
4. 装置运动动力参数计算
4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比 I∑=2）分配到各级传动比
n d 970
==33. 8 n w 28. 7
因为I a =i 带⨯i 齿已知带传动比的合理范围为2~4。故取V 带的传动比i 01=2. 2则I 齿=
i a
=15. 5分配减速器传动比，参考机械设计指导i 01
书图12分配齿轮传动比得高速级传动比i 12=4.70，低速级传动比为i 23=
15. 5
=3. 27 4. 70
4.2 传动装置的运动和动力参数计算
电动机轴： 转速：n 0=970r /min 输入功率：P 0=Pd =6.0KW
6P d 6. 06
⨯10⨯10⨯=9.55⨯输出转矩：T 0=9.55
n 0970
=5.9⨯10N ⋅mm Ⅰ轴（高速轴） 转速：n 1=
n 0970
=r /min =440r /min i 带2. 2
4
输入功率：P 1=P0⨯η01=P 0⨯η1=6. 0⨯0. 96=5. 76KW 输入转矩 T 1=9. 55⨯10⨯
6
6P 15. 76
=9.55⨯10⨯=1. 3⨯105N ⋅mm n 1440
Ⅱ轴（中间轴） 转速：n 2=
n 1440==93. 6r /min i 124. 7
输入功率：P 2=P1⨯η12=P 1⨯η2⨯η3=5. 76⨯0. 99⨯0. 97 =5.5KW
输入转矩：
T 2=9. 55⨯10⨯
6
6P 25. 5
=9.55⨯10⨯=5. 6⨯105N ⋅mm n 293. 6
Ⅲ轴（低速轴） 转速：n 3=
n 293. 6==28. 6r /min i 233. 27
输入功率：P 3=P 2⨯η23=P 2⨯η2⨯η3=5. 5⨯0. 99⨯0. 97 =5.28KW
输入转矩： T 3=9. 55⨯106
卷筒轴：
转速：n 卷=n 3=28. 6r /min
输入功率：P 卷=P3⨯η34=P 3⨯η2⨯η4 =5.28⨯0. 99⨯0. 99 =5.17KW
输入转矩：T 卷=9. 55⨯106
p 45. 17=9. 55⨯106⨯=1.73⨯106 N⋅mm n 428.6
p 35. 28
=9. 55⨯106⨯=1.76⨯106N ⋅mm n 328.6
各轴运动和动力参数表4.1
图4-1
5. 带传动设计
5.1 确定计算功率P ca
据[2]表8-7查得工作情况系数K A =1.1。故有： Pca =KA ⨯P =1. 1⨯6.0=6.6KW
5.2 选择V 带带型
据P ca 和n 有[2]图8-11选用A 带。
5.3 确定带轮的基准直径d d 1并验算带速
（1）初选小带轮的基准直径d d 1有[2]表8-6和8-8，取小带轮直
径d d 1=125mm。 （2）验算带速v ，有： v =
π⨯d d 1⨯n 0
60⨯1000
m
=
3. 14⨯125⨯970
60⨯1000
=6.35
因为6.35m/s在5m/s~30m/s之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径d d 2
d d 2=i 带⨯d d 1=2. 2⨯125=275mm 取d d 2=280mm
新的传动比i 带=
280
=2.24 125
5.4 确定V 带的中心距a 和基准长度L d
(1)据[2]式8-20初定中心距a 0=700mm (2)计算带所需的基准长度
(d d 1-d d 2) 2
L d 0≈2a 0+(d d 1+d d 2) +
24a 0
π
3. 14(280-125) 2
(280+125) + =2⨯700+ 24⨯700
=2044mm
由[2]表8-2选带的基准长度L d =2000mm （3）计算实际中心距 a ≈a 0+
L d -L d 02000-2044≈678mm =700+ 22
中心局变动范围：a min =a -0. 015d =648mm
a max =a +0. 03d =738mm
5.5 验算小带轮上的包角
57. 3︒
α=180-(d d 2-d d 1) ⨯=166.9︒≥90︒
a
︒
5.6 计算带的根数z
（1）计算单根V 带的额定功率P r
由d d 1=125mm 和n 0=970r/min查[2]表8-4a 得 P0=1.39KW
据n 0=970
r ，i=2.2和A 型带，查[2]8-4b得
∆P 0=0.11KW
查[2]表8-5得K α=0.96，K L =1.03，于是： Pr =(P0+∆P 0) ⨯K L ⨯K α
=（1.39+0.11）⨯0.96⨯1.03 =1.48KW （2）计算V 带根数z Z =
p ca 6. 6
==4. 46 P r 1. 48
故取5根。
5.7 计算单根V 带的初拉力最小值（F 0）min
由[2]表8-3得A 型带的单位长质量q=0.1 (F 0) min =500⨯
(2. 5-K α) P ca
+qv 2
K α⨯z ⨯v
(2. 5-0. 96) ⨯6.6
+0. 1⨯6. 352
0. 96⨯5⨯6. 35
kg 。所以
=500⨯
=170.76N
应使实际拉力F 0大于（F 0）min
5.8 计算压轴力F p
压轴力的最小值为：
α
（F p ）min =2⨯z ⨯（F 0）min ⨯sin 2=2⨯5⨯179.96⨯0.99 =1696.45N
5.9 带轮设计
（1）小带轮设计
由Y160M 电动机可知其轴伸直径为d=mm，故因小带轮与其装配，
故小带轮的轴孔直径d 0=42mm。有[4]P622表14-18可知小带轮结构为实心轮。 （2）大带轮设计
大带轮轴孔取32mm ，由[4]P622表14-18可知其结构为辐板式。
6. 齿轮设计
6.1高速级齿轮设计
1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095—88）
3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS ，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS ，两者硬度差为40HBS ；
4）选小齿轮齿数为Z 1=24，大齿轮齿数Z 2可由Z 2=i 12⨯Z 1得 Z 2=112.8，取113； 2. 按齿面接触疲劳强度设计 按公式： d 1t ≥2. 32⨯K t T 1u ±1Z H 2
⋅⋅() φd u [σH ]
（1）确定公式中各数值
1）试选K t =1.3。
2）由[2]表10-7选取齿宽系数φd =1。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T1=1.3⨯10N ⋅mm 。
4）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MP 5）由[2]图10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限
σH lim 1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 2=560MP。
1
2
5
6）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K HN 1=0.95； KHN 2=1.05。
7）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1，安全系数S=1，有
K HN 1σH lim 1
=0.95⨯580=551MP S
K HN 1σH lim 1
[σH ]2==1.05⨯560=588MP
S
[σH ]1=
(2) 计算 确定小齿轮分度圆直径d 1t ，代入 [σH ]中较小的值 1）计算小齿轮的分度圆直径d 1t ，由计算公式可得：
1. 3⨯1.3⨯1055.7189. 82
d 1t ≥2. 32⨯⨯⨯() =66.7mm
14.7551
2)计算圆周速度。 v=v =
πd 1t n 1
60⨯1000
=
3. 14⨯66. 7⨯440
=1.54m/s
60⨯1000
3）计算齿宽b
b=φd ⨯d 1t =1⨯66.7=66.7mm 4）计算模数与齿高 模数m t =
d 1t 66.7==2.78mm z 124
齿高h =2. 25m t =2. 25⨯2.78=6.26mm 5) 计算齿宽与齿高之比 =
b
h
66.7
=10. 65 6.26
b h
6）计算载荷系数K 。
已知使用系数K A =1，据v=1.54，8级精度。由[2]图10-8
得K v =1.07，K H β=1.46。由[2]图10-13查得K F β=1.40，由[2]图10-3查得K H α=KH β=1
故载荷系数：
K=Kv ⨯K A ⨯K H α⨯K H β =1⨯1. 07⨯1⨯1. 46=1.56
7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d 1=d 1t K . 56
=6. 67⨯=70. 9mm K t 1. 3
m
8）计算模数m n mn =m n =
d 170. 9
==2. 95mm Z 124
3. 按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式：
m n ≥3
2KT 1Y Fa φ2
∙Y Sa
d Z 1
[σ] F （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。
K=KA K V K F αK F β=1⨯1. 07⨯1⨯1. 40 =2.35 2）查取齿形系数
由[2]表10-5查得Y Fa 1=2.65，Y Fa 2=2.17 3）查取应力校正系数
由[2]表10-5查得Y Sa 1=1.58，Y Sa 2=1.80
4）由[2]图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极σFE 1=330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 2=310MP
5）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN 1=0.90，K FN 2=0.95 6）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： [σF ]1=K FN 1σFE 10S =. 90⨯330
1. 4=212Mp [σF ]2=
K FN 2σFE 20. 95⨯3S =10
1. 4
=210MP Y Fa Y Sa
7）计算大、小齿轮的[σF ] ，并加以比较
Y Fa 1Y Sa 12. 65⨯1. 5[σ]=8
=0.01975
F 1
212
Y Fa 2Y Sa 22. 17⨯1. 8
==0.0186
210[σF ]2
经比较大齿轮的数值大。
（2）设计计算 m≥
2⨯1. 498⨯1.3⨯105
⨯0. 01975=2.35 2
1⨯24
对比计算结果，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法面模数，取 m =2.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：
Z 1=
d 170.9
==28.36 m 2. 5
取Z 1=28，则Z 2=i 12⨯Z 1=4.7⨯28=131.6 取z 2=131，新的传动比i 12=4. 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径
d 1=mz 1=2.5⨯28=70mm d 2=mz 2=2.5⨯131=327.5mm （2）计算中心距 a=
(Z 1+Z 2) m
2
=
(28+131) ⨯2.5
2
131
=4.68 28
=198.75mm
（3）计算齿轮宽度
b=φd d 1=1⨯70=70mm
B1=75mm，B 2=70mm 5. 大小齿轮各参数见下表
高速级齿轮相关参数(单位mm) 表6-1
表6-1
6.2 低速级齿轮设计
1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095—88）
3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS ，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS ，两者硬度差为40HBS ；
4）选小齿轮齿数为Z 1=24，大齿轮齿数Z 2可由Z 2=i 23 ⨯Z 1得Z 2=78.48，取78； 2. 按齿面接触疲劳强度设计 按公式：
K T u ±1Z H 2 d1t ≥2.32⨯t 1⋅⋅()
φd
u
[σH ]
（1）确定公式中各数值 1）试选K t =1.3。
2）由[2]表10-7选取齿宽系数φd =1。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T 2=5.6⨯10N ⋅mm 。
5
4）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MP
1
2
5）由[2]图10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限
σH lim 1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 2=560MP。
6）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K HN 1=1.07； KHN 2=1.13。
7）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1，安全系数S=1，有 [σH ]1= [σH ]2=
(2) 计算 确定小齿轮分度圆直径d 1t ，代入 [σH ]中较小的值 1）计算小齿轮的分度圆直径d 1t ，由计算公式可得：
5
1. 3⨯5.6⨯104.27189. 82
d≥2.32⨯⨯⨯() =104.3mm
13.27620.6
1t
K HN 1σH lim 1
=1.07⨯580=620.6MP S K HN 2σH lim 2
=1.13⨯560=632.8MP S
2)计算圆周速度。 v=
πd 1t n 13. 14⨯104.3⨯93.6
==0.51m/s
60⨯100060⨯1000
3）计算齿宽b
b=φd ⨯d 1t =1⨯104.3=104.3mm 4）计算模数与齿高 模数m t =
d 1t 104.3
==4.35mm z 124
齿高h=2.25m t =2.25⨯4.35=9.79mm
b
5) 计算齿宽与齿高之比h
=
b h 104.3
=10.7 9.79
6）计算载荷系数K 。
已知使用系数K A =1，据v=0.51，8级精度。由[2]图10-8
得K v =1.03，K H β=1.47。由[2]图10-13查得K F β=1.38，由[2]图10-3查得K H α=KH β=1
故载荷系数：
K=Kv ⨯K A ⨯K H α⨯K H β =1⨯1. 03⨯1⨯1. 47=1.51
7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d1=d1t ⋅. 51K
=104.3 ⨯=109.6mm
1. 3K t
m
8）计算模数m n mn =
d 1109.6
==4.57mm 24Z 1
3. 按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： mn ≥2KT 1Y Fa Y Sa ∙ 2
[σ]φd Z 1F
（1）确定计算参数