毕业设计(论文)-设计输送传动装置.doc

淮南联合大学

机械设计基础课程设计
设计计算说明书

题 目: 设计输送传动装置
院 系: 机电系
专 业: 机电一体化
姓 名: 吴春明
年 级: 机电（一）班
指导教师: 吕庆洲老师

二零一一 十二月

目 录

一 课程设计书 2

二 设计要求 2

三 设计步骤 2

1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
5. 设计V带和带轮 6
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30

四 设计小结 31
五 参考资料 32

设计输送传动装置
【设计任务书】
题目：设计输送传动装置
一．总体布置简图 如图1
输出轴功率P/KW
5
输出轴转速n/(r/)
45
传动工作年限（年）
10
工作制度（班/日）
1
工作场所
车间
批量
成批
二． 总传动比误差为±5%，单向回转，
轻微冲击。

三．原始数据：
四．设计内容：
1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 齿轮传动设计计算； 3. V带传动设计计算； 4. 轴的结构尺寸设计； 5. 键的选择； 6. 滚动轴承的选择； 7. 装配图、零件图的绘制； 8. 设计说明书的编写。

【电动机的选择】
1．电动机类型和结构的选择 ：按照已知条件的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。
2．电动机容量的选择：
工作机所需功率：＝5.5kW
电动机的输出功率：＝/η，η≈0.96，＝5.72kW
电动机至工作之间的总效率为η×ηw=η1×××η4 ，η1=0.96 η2=0.99 η3=0.97 η4=0.97
电动机转速的选择：=45r/，V带传动比i1=2—4，单级齿轮传动比i2=3—5（查表2.3）i3=3—5
＝（i1×i2×i2）
i'=(2×3×3~~4×5×5)
=i'×
电动机转速范围为810~~4500r/

3．电动机型号确定：由附录八查出符合条件的电动机型号,并根据轮廓尺寸、重量、成本、传动比等
因素的考虑，最后确定选定Y132M2—6型号的电动机，额度功率为5.5KW，满载转速960r/
【计算总传动比和分配传动比】
1． 由选定电动机的满载转速和输出轴转速，总传动比为i=/，得i=21.3
2．合理分配各级传动比：i=/ V带传动比i1=2.1，闭合齿轮传动比i2=3.1，开式齿轮传动比i3=v//i1/i2=3.3
(1) 各轴转速
I 轴 =/i0=960/2.1r/=457.14r/
II 轴 =/i1=457.12/3.1r/=147.56r/
III 轴 =/i2=147.56/3.3r/=44.72r/
（2） 各轴的输入功率
I 轴 PI=×η01=5.72kW ×0.96=5.49KW
II 轴 PII=PI×η12=5.49kW ×0.992×0.97=5.22kw
III 轴 PIII=PII×η23=5.22×0.99×0.97×0.97kw=4.86kw
(3) 各轴输入转矩
计算电动机的输出转矩
=9550Pd/=9550×5.72/960N.m=56.90N.m
I 轴 TI=×i0×η01
=56.90×2.1×0.96N.m
=114.71N.m
II 轴 TII=T1×i1×η12
=114.71×3.1×0.99×0.99×0.97N.m
=337.82N.m
III 轴 TIII=TII×i2×η23
=337.82×3.3×0.99×0.97×0.97N.m
=1036.77N.m
3．运动和动力参数计算结果列于下表：
项 目
电动机轴
轴I
轴II
轴III
转速N/（r/）
960
457.14
147.56
44.72
功率P/（）
5.49
5.96
5.22
4.86

转矩T/（N·m）
56.90
114.71
337.82
1036.77
传动比 i
2.1
3.1
3.3
效率 η
0.96
0.95
0.93
【传动件设计计算】
减速器v带设计：
(1) 确定计算功率
由表8.12查得=1.2，由式得
=KAP=1.2x5kw=6kw
(2) 选取普通v带型号
根据=6.6kw =960r/,由图8.12选用B型普通v带。
(3)确定带轮基准直径、
根据表8.6和图8.12选取=140mm，且=140mm>=125mm
大带轮基准直径为
=/×
=960/457.14×140mm
=294mm
按表8.3选取标准值=280mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为
=/=280/140=2
=/=960/2=480r/
从动轮的转速误差率为
（480-457.14）/457.14×100%=5%
在+5%为允许值
（4） 验算带速v
V=π··/（60×1000）
=3.14×140×960/(60×1000)
=7.04m/s
带速在5~25m/s范围内。
（5） 确定带的基准长度和实际中心距
0.7(+)≤≤2(+)
故：294≤≤840
则初定中心值=500mm
由带传动的几何关系可得带的基准长度计算公式
=2+π/2(+)+(-)2/4
=2×500+π/2(140+280)+(280-140)2/(4×500)
=1669.53mm
由表8.4选取基准长度=1600mm
由式（8.16）的实际中心距为
=+(-)/2
=500+(1600-1669.53)/2
=465mm
(6) 校验小带轮包角
由式（8.17）得
=180°-57.3°×（dd2-dd1)/
=162.75°
(7) 确定v带根数z
由式（8.18），=140mm,n1=960r/,=1.85kw
由式（8.11），由表8.18查得=2.6494×10-3，根据传动比i=2.1，查表8.19得=1.1373，则得功率增量Δ=0.30kw
由表8.4查得带长度修正系数KL=0.92，由图8.11查得包角系数=0.96，得普通v带根数z=4
（8） 求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ
由表8.6查得B型普通v带的每米质量q=0.17kg/m,根据式（8.19）得单根v带的初拉力为
F0=500/()(2.5/-1)
=179.32N
由式（8.20）可得作用在轴上压力FQ为
FQ=2F0zsin（a1/2）
=1418.34N
(9) 带轮的结构设计如图单位。

项目
符号
槽型
计算选取数据

B
SPB

基准宽度

14.0
14.0
基准线上槽深

3.5
3.5
基准线下槽深

10.8
14.0
10.8
槽间距
e
19±0.4
19.2
槽边距

11.5
11.5
最小轮缘厚

7.5
7.5
圆角半径

0.2~0.5
0.4
带轮宽
B
B=（z-1）e+2f z——轮槽数
B=80.6
外径

=+2
=280+2×3.5 =287

轮 槽 角

32°
相应 的基 准 直径
—

34°
≦190

36°
－

38°
>190
280
极限偏差
±30ˊ
±30ˊ
(10)

（10）设计结果
选用4根小齿轮材料为45钢调质，硬度为220—250HBS
大齿轮材料为45钢正火，硬度为170—210HBS 的v带，中心距a=465mm，带轮直径=140mm，=180mm，轴上压力FQ=1385.04N
减速器齿轮设计：
1．按表11.8选择齿轮材料
小齿轮材料为45钢调质，硬度为220—250HBS
大齿轮材料为45钢正火，硬度为170—210HBS
2．因为是普通减速器，由表10.21选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3m
3．按齿面接触疲劳强度设计
确定有关参数与系数：
转矩：T1=9.55×106P/
=9.55×106×5.5÷457.14
=1.15×105N·mm
查表10.11得：载荷系数K＝1.1
选小齿轮齿数Z1＝20，则大齿轮齿数Z2＝80
因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，又为软齿面，由表10.20选取φd（齿宽系数）=1
4．许应接触应力[σH]：
由图10.24查得 σHlim1＝560MPa σHlim2＝530MPa
由表10.10查得 =1。
N1＝60·n1·j·＝60×960×1×（10×52×40）＝1.20×109
N2＝N1/i＝1.20×109/3.3=3.64×108
由图10.27查得 Zn1＝1 Zn2＝1.05
计算接触疲劳许用应力：
[σH]1＝ZnT1·σHlim1/Sh＝560MPa
[σH]2＝ZnT2·σHlim2/Sh＝557MPa
试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
d1≥ 76.43×=76.43×=61.99mm
m=d1/z1=61.99÷20=3.10mm 由表10.3取标准模数 m=3mm
5．主要尺寸计算：
分度圆直径 d1=mz1=3×20=60mm d2=mz2=3×80=240mm
齿宽 b=φdd1=0.7×60=42mm 取b2=60mm 则b1=b2+5=65mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=450mm
6．按齿根弯曲疲劳强度校核:
由式（10.24）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。
确定有关系数和参数：
齿形系数YF，查表10.13得 YF1=2.81 YF2=2.25
应力学整系数Ys，查表10.14得 Ys1=1.56 Ys2=1.77
许应弯曲应力[σF]
由图10.25查得 σFlim1=210Mpa σFlim2=190Mpa
由表10.10查得 SF=1.3
由图10.26查得 YNI=YN2=1
由式（10.14）可得
[σF]1=YNI·σFlim/SF=162Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa
故计算出
σF1=114Mpa＜ [σF]1 σF2=104Mpa＜[σF]2 齿根弯曲疲劳强度校核合格。
7． 验算齿轮的圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=1.44m/s 由表10.22可知，选9级精度合适
8． 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：
以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：da2=d2+2ha=240+6=246mm，由于200＜da2＜500之间，所以
采用腹板式结构。齿轮零件工作图如下。

【轴的设计计算】
Ⅰ轴的设计
1． 选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
由表14.7查得强度极限σB=637Mpa，
再由表14.2查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表14.1得 C=107—118
得 d≥C=（107—118）·=25.7—28.3mm。
考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为26.5—29.7mm，由设计手册取标准直径d=27mm
3． 轴的结构设计草图:

Ⅰ轴的结构草图
Ⅱ轴的设计：
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质
处理。由表14.7查得强度极限σB=637Mpa，再由表14.2查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得 C=118—107
得 d≥C=（107—118）·=35.3—38.9mm。
考虑到轴的最小直径处要安装齿轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为31.83—35.81mm，由设计手册取标准直径d=33mm
3．轴的结构设计草图:

Ⅱ轴的结构草图
Ⅲ轴的设计：
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质
处理。由表14.7查得强度极限σB=637Mpa，再由表14.2查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得 C=107—118
得 d≥C=（107—118）·=51.4-56.6mm
由设计手册取标准直径d=55mm
3．轴的结构设计草图略
【键连接的选择】
均选择A型平键。
代号
轴径/mm
键宽/mm
键高/mm
键长/mm
Ⅰ轴Ⅰ键
24
8
7
50
Ⅰ轴Ⅱ键
34
10
8
56
Ⅱ轴Ⅰ键
34
10
8
36
Ⅱ轴Ⅱ键
45
14
9
50
【滚动轴承的选择及计算】
I轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6206型 d=30mm D=62mm B=16mm
2．公差等级选择：选普通级PO轴承。

II轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6208型 d=40mm D=80mm B=18mm
2．公差等级选择：选普通级PO轴承。
【箱体结构尺寸计算】
1．类型选择：选择一级铸铁圆柱齿轮减速器。
2．箱体主要结构尺寸：（mm）
名 称
箱座壁厚δ
箱盖壁厚δ1
箱盖凸缘厚度b1
尺 寸/mm
8
8
12
箱座凸缘厚度b
箱底凸缘厚度b2
地脚螺钉直径df
地脚螺钉数目n
轴承旁连接螺栓直径d1
12
20
16
4
12
盖与座连接螺栓直径d2
连接螺栓d2的间距l
轴承端盖螺钉直径d3
检查孔盖螺钉直径d4
定位销直径d
10
150
8
6
8
df、d1、d2至外箱壁直径C1
df、d2至凸缘边缘距离C2
轴承旁凸台半径R1
凸台高度h
外箱壁至轴承座端盖的距离l1
16
14
16
40
40
齿顶圆与内箱避间的距离△1
齿轮端面与内箱避间的距离△2
箱盖、箱座肋厚m1、m2
轴承端盖外径D2
轴承旁连接螺栓距离S
12
12
6.8、6.8
102
125
【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M16
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M16×1.5
【润滑与密封】
一、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、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。
三、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L-AN15润滑油。
四、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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。