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课程设计任务书
课程名称机械设计课程设计
课题名称皮带运输机传动装置专业班级
姓名
学号
指导教师
审批
汽车与交通学院交通工程教研室
机械设计课程设计说明书课题名称：皮带运输机传动装置
班级：
学号：
设计人：
指导教师
完成日期
目录
一、设计任务书 (3)
二、电动机的选择 (5)
三、计算传动装置的运动和动力参数 (7)
四、传动件设计计算............ (8)
五、轴的设计.......... .......... .......... ........... .. .. . (14)
六、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (21)
七、箱体及其附件的结构设计 (21)
八、设计总结 (24)
九、参考资料 (24)
设计任务书
题目：设计皮带运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器。
课题号：1
技术数据：输送带有效拉力F=2000N
带速V=0.8m/s
滚筒直径D=200mm
带式运输机的传动示意图
图中，1——电动机2——三角皮带传动3——齿轮减速器4——滚动轴承5——联轴器6——滑动轴承7——运输皮带8——滚筒
工作条件及技术要求：
电源380V；
工作年限：10年；
工作班制：两班
运输机单项运转，工作平稳。
η1，带传动的效率;
η2，齿轮的效率;
η3，滚动轴承传动效率; η4，联轴器的传动效率; η5，滑动轴承的传动效率； η6，卷筒的传动效率;
η6，卷筒的传动效率;
电动机的机选择
动力来源：电力，三相交流电，电压380V ；所以选用常用的封闭式系列的 ——交流电动机。
1． 电动机容量的选择
1)工作机所需功率P w 由题中条件 查询工作情况系数K A （见[1]表8-7），查得K A=1.2 设计方案的总效率 n 0=n 1*n 2*n 3*n 4*n 5*n 6…n n
本设计中的
η带
——v 带的传动效率， η滚轴——滚动轴承的传动效率 （3对），齿η——
齿轮的传动效率（2对）,联η——联轴器的传动效率（1个）η滑轴——滑动轴承的传动效率 （2对），η筒——滚筒的传动效率。 其中
η带
=0.96，η轴滚=0.99，齿η=0.97（两对齿
轮的效率取相等），联η=0.99， η滑轴=0.97，η筒=0.96。
总η=322
η带齿联滑轴筒
滚轴ηηηηη=0.96*0.97*0.97*0.99*0.99*o.99*0.99*0.97*0.96=0.808 1.电动机的输出功率
P w==1.6KW Pd
＝
Pw/
总
η，
总η=0.808
Pd ＝1.6/0.808=1.98KW
2． 电动机转速的选择
由v=0.8m/s 求卷筒转速n w V =
1000
*60w
dn π=0.8 →w n =76.39r/min, i 总＝i1’·i2’…in ’
由该传动方案知，在该系统存在减速器二级传动比i1,i2和带传动传动比。由[2]表2.1知。二级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围为8~40，v 带传动i 带<=8,取i 带=2.4 所以 d n =[8，40]* w n *2.4
所以nd 的范围是（1466.6，7333.44）r/min ，初选为同步转速
为1500r/min的电动机
3．电动机型号的确定
由表14.1[2]查出电动机型号为Y132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。
电动机
型号
额定功
率/KW
满载转速
r/min
堵转
转矩
额定
转矩
最大
转矩
额定
转矩
Y100L2 3 1420 2.2 2.2
传动件设计计算
V带的设计
1、确定计算功率P
ca
由第八版机械设计表8—7查得工作情况系数K
A
=1.2故P
ca
= K
A
P=1.2×3＝3.6kw
2、选择V带的带型
根据P
ca
及n
由图8—11选用A型带
3、确定带轮的基准直径d
1d
并验算带速
1）由表8—6和表8—8，取带轮的基准直径d
1d
=90mm
2）验算带速V
V=
1000
60
1
1
×
n
d
d
π
=3.14×90×1420／60×1000＝6.69m/s
由于5m/s 3）计算大带轮的基准直径 d 2 d =i d 1d =90×2.4=216mm 根据标准，圆整为224mm 所以i=2.5 4、确定V带的中心距a和基准长度L d 1)初选中心距a ,取 a 为620mm 2）基准长度 L d =2a + 2 π ( d 1d + d 2 d )+ 2 2 1 4 ) - ( a d d d d =2×620＋ 2 π ×（90+224）＋(224－90)2／4×620＝1733.3mm 由表8-2取 L d =1800mm 3)计算实际中心距a 及其变化范围 a ≈a 0＋ 2 d 0 d d L －＝620＋(1800-1733.3)/2=653.35mm 考虑各种误差 a min =a-0.015 L d =651mm a max =a+0.03 L d =707mm 5、验算小带轮上的包角α 由公式8-7 α＝180° －（ d 2d －d 1d ）57.3/a=168° ≥90 ° 符合要求 6.计算带的根数 1）计算单根带的额定功率P r 由d 1d =90mm 和n 0=1420r/min 查表8—4a 得P 0=1.0532KW 根据1420r/min ， i 1 =2.5 和A 型带等条件， 插值法查表8—4b 得△P 0=0.1676 KW 。 查表8—5得k α=0.972 查8—2得K L =1.01 于是：P r =（P 0+△P 0）k α K L =（1.0532+0.1676）×0.972×1.01=1.21kw 2）z= r ca P P =3.6/1.21＝2.97 所以选用3根A 带 7、计算V 带的初拉力 有8—3得A 型V 带的单位长度质量q=0.1kg/m 所以 （F 0）min =500×zv K κα）（K P -5.2ca +qv 2 =113N 8、计算压轴力： (F P )min =2z （F 0）min sin 2 α =894N 9、带轮的结构设计 1）小带轮的结构设计 由 n 0= 1420r/min 选择小带轮的材料为铸钢； 由d 1d =90mm,2.5D< d 1d <300mm 选择小带轮的结构形式为腹板式。 2）大带轮的结构设计 由 n Ι=568r/min 选择大带轮的材料为HT200； d 2d =224mm ， d 2d ≤300mm,且，d 2d -D>100,所以选孔板式带轮。 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1． 计算总传动比 由电动机的满载转速nm 和工作机主动轴转速nw 可确定传动装置应有的总传动比为： 0*d P P η=带＝n m /n w n w ＝76.39 n m=1420r/min i ＝18.59 2． 合理分配各级传动比 V 带的传动比为i 带=2.5 由于减速箱是展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮的直径相近， 所以i 1＝1.4i 2。 因为i ＝18.59，算出 i 1=3.23 i 2=2.3 3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n 0=1420r/min 高速I n 1= m n i 带=568r/min 中间轴II n 2=1 1i n =175.9r/min 低速轴III n 3= 22i n =76.5r/min 卷筒 n 4=76.5r/min 。 各轴功率 高速轴输入功率 P 0=P d*η带=1.98Kw 高速I P 1=P 0*η滚轴= 1.9 Kw 中间轴II P 2=P 1*ηη齿滚轴=1.83 Kw 低速轴III P 3=P 2*ηη齿滚轴= 1.76 Kw 卷筒 P 4 =P 3*2 ηη η联滑轴筒 =1.72 Kw 各轴转矩 电动机转轴 T 0=13.3N m ? 高速I T 1= 1 1 *9550n P =31.9N m ? 中间轴II T 2= 12 *9550n P =98.9 N m ? 低速轴III T 3= 3 3 *9550n P =218 N m ? 卷筒 T 4= 4 4 *9550n P =214 N m ? 高速齿轮的计算 1． 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 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） 精度等级选用8级精度； 3） 试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝78的； 2． 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（10—21）试算，即 dt ≥2.32* []3 2 1·??? ? ??+H E d t Z u u T K σφ 3． 确定公式内的各计算数值 1） （1） 试选t K ＝1.3 （2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd ＝1 （3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa （4） 由[1]图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1σ＝600MPa ；大齿轮 的解除疲劳强度极限Hlim2σ＝550MPa ； （5） 由[1]式10－13计算应力循环次数 1N ＝601n j L h ＝60×568×1×（2×8×365×10）＝1.99×910 2N ＝1N /3.23＝6.1×810 此式中j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时 （6） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数HN1K ＝0.90；HN2K ＝0.95 （7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由式（10－12）得 1[H]σ＝0.90×600MPa ＝540MPa 2[H]σ＝0.98×550MPa ＝522.5MPa 2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径1d t 1d t ≥[]32 11·*32.2??? ? ??+H E d t Z u u T K σφ=44.66 （2） 计算圆周速度 v= 1000 602 1?n d t π=1.33 （3） 计算齿宽b 及模数m b=d ? 1t d =1×44.66mm=44.66mm m= 1 1z d t =1.86 h=2.25t m =2.25×1.86mm=4.185mm b/h=44.66/4.185=10.67 （4） 计算载荷系数K 由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=2.0033m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.10；由[1]表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时， K HB =1.452 由b/h=8.89，K HB =1.4 查[1]表10—13查得K FB =1.33 由[1]表10—3查得H K α=F K α =1。故载荷系数 K=K A K V K H αK H β=1.579 （5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a ）得 d1=3 1/t t K K d =47.83mm （6） 计算模数m m 1 1 z d ==1.99 4． 按齿根弯曲强度设计 由[1]式(10—5) m ≥[] 3 2 12·cos 2F Sa Fa d Y Y z K σφβ 1） 确定计算参数 由[1]图10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa ；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa 由[1]图10-18查得弯曲寿命系数H 1FN K =0.88， H 2FN K =0.90 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得 1[F]σ=（H 1FN K *1F σ）/S=314.29Mpa 2[F]σ= （H 2FN K *2F σ）/S=244.296Mpa （1） 计算载荷系数 K=K A K V K F αK F β=1.54 （2） 查取应力校正系数 由表10－5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.766 （3） 计算大、小齿轮的并 [] F Sa Fa Y Y σ加以比较 []1 1 1F Sa Fa Y Y σ=0.0133 []2 2 2F Sa Fa Y Y σ=0.01596 大齿轮的数值大。 2） 设计计算 m ≥1.89 对结果进行处理取m=2 1z =d1/m=47.83/2≈24 大齿轮齿数，2z =u* 1z =3.23*24=78 5． 几何尺寸计算 1） 计算中心距 1d =1z m=24*2 =48 2d =1z m=78*2 =156 a=(1d +2d )/2=(156+48)/2=102 计算齿轮宽度 b=d ?1d ， b=48mm 1B =50mm ，2B =55mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 48 50 24 大齿轮 2 156 55 78 低速齿的轮计算 1．选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理； 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）精度等级选用8级精度； 3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝53的； 2．按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—21）试算，即 dt ≥ 2.32* []3 2 1·??? ? ??+H E d t Z u u T K σφ 3. 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt ＝1.3 （2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd ＝1 （3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa （4） 由[1]图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝ 600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ； （5） 由[1]式10－13计算应力循环次数 1N ＝601n j h L ＝60×175.9×1×（2×8×365×10）＝6.16×810 2N ＝1N /2.3＝2.678×8 10 此式中j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。h L 为齿轮的工作寿命，单位小时 （6） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数HN1K ＝0.95；HN2K ＝0.98 （7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由式（10－12）得 1[H]σ＝0.95×600MPa ＝570MPa 2[H]σ＝0.98×550MPa ＝539MPa 4. 计算 （8） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t ≥[ ]32 11·*32.2??? ? ??+H E d t Z u u T K σφ=66.26 1) 计算圆周速度 v= 1000 602 1?n d t π=0.610 m/s 2) 计算齿宽b 及模数m b=d ? 1t d =1×66.26mm=66.26mm m= 1 1z d t =2.76 h=2.25t m =2.25×2.76mm=6.21mm b/h=66.26/6.21 =10.67 3) 计算载荷系数K 由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取K A =1 根据v=0.610m/s,8级精度，由[1]图10—8查得动载系数K V =1.05； 由[1]表查得K HB =1.459 查[1]表10—13查得K FB =1.39 由[1]表10—3查得H K α=F K α =1。故载荷系数 K=K A K V K H αK H β=1.634 4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a ）得 1d =3 1/t t K K d =71.51mm 5) 计算模数m m 1 1 z d = =2.98 6) 按齿根弯曲强度设计。由[1]式(10—5) m ≥ []3 211·2F Sa Fa d Y Y z KT σφ 5 确定计算参数 由[1]图10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa ；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa 由[1]10-18查得弯曲寿命系数1FN K =0.92 2FN K =0.95