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1、目 录一、设计任务书1二、传动方案的拟定及说明2三、电动机的选择3四、传动装置的运动和动力参数3五、传动件的设计与计算41、V带轮的设计与计算42、高速级齿轮组的设计与强度校核63、低速级齿轮组的设计与强度校核9六、轴的设计与计算121、高速轴的设计与计算122、中间轴的设计与计算142、低速轴的设计与计算17七、滚动轴承的计算与校核201、高速轴上轴承（7206AC）的计算与校核202、中间轴上轴承（7208AC）的计算与校核213、低速轴上轴承（7212AC）的计算与校核22八、键联接的选择及校核23九、润滑方式的选择与密封24十、减速器附件的选择24十一、减速箱体的参数25十二、设计小结
2、26十三、参考资料26设计计算及说明（第1页）结果一、课程设计任务书题目名称带式运输机传动装置学生学院机电工程学院专业班级机械设计姓 名学 号1、课程设计内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案2、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉力：F = 3.7 kN； 2运输带工作速度：v = 1.5 m/s； 3卷筒直径： D = 300 mm； 4使用寿命： 8年； 5工作情况：两班制，连续单
3、向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。 7工作环境：室内，轻度污染环境； 8边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹性联轴器连接。设计计算及说明（第2页）结果3、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张；3设计说明书 1份。二、传动方案的拟定及说明系统总体方案：电动机传动系统执行机构；初选三种传动方案，如下：(a)二级圆柱齿轮传动 (b)为涡轮涡杆减速器 (c)为二级圆柱圆锥减速器系统方案总体评价：（）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是带式运输机要求长时间的工作，由于涡杆传动效率
4、低，功率损失大，很不经济。（C）方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。（a）方案采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8 60最终方案确定：电动机传动系统执行机构（如下图）设计计算及说明（第3页）结果三、电动机的选择1、电动机类型和结构形式因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转，
5、无特殊要求。所以选用常用的卧式封闭型Y系列三相异步交流的电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低等优点。2、电动机容量 （1）卷同轴的输出功率： （2）电动机输出功率Pd 参考机械设计基础课程设计指导书P12页表2.2常用机械传动效率取： 普通V带 =0.90 滚动轴承 =0.99 圆柱齿轮 =0.98弹性联轴器 = 0.99 滑动轴承=0.99 滚筒及运输带效率： = 0.9所以，传动装置总效率为：总=v带滚齿滚齿滚 联滑 平带=0.740电动机所需功率为 3、驱动额定功率Ped参考机械设计基础课程设计指导书P188页表16.1，选用电动机额定功率 Ped = 7.5kw 4、
6、电动机转速查课程设计表2.1，V带传动比范围 i1=24，圆柱齿轮传动比范围 i2=36, 驱动卷筒的转速所以电动机转速的可旋范围为： n = nwi1i2i2172013758r/min5、电动机型号的确定查课程设计表16.1Y系列笼型三相异步交流电动机同步转速有：3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min；选取电动机的转速为 n = 3000r/ min,取电动机型号为Y132S22，所选取电动机： 额定功率为 满载转速为 i= / =2900/95.54 =30.35三级传动时i=1550，故电动机合格。四、传动装置的运动和动力参数1、传动装置总传动比
7、i= / =2900/95.54 =30.352、合理分配各级传动比取V带传动比i1 = 3，则减速箱的传动比为：i2 = i/ i1 = 10.12 减速箱采用二级减速：i2 = i21i22 i高=（1.11.5）i低 取 i21 = 1.3i22 则 i21 = 3.627 i22 = 2.79=5.55=0.74=7.5i21=3.627 i22=2.79设计计算及说明（第4页）结果3、传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴转速：电动机轴为0轴，减速箱输入轴（高速轴）为1轴，中间轴为2轴，输出轴（低速轴）为3轴。n0= n1= n2 = n3 = （2）各轴的输入功率： （3）各轴转矩
8、：电动机的输出转矩： 各轴的输入转矩： 同理 4、附录：运动和动力参数计算结果整理于下表项目电动机高速轴中间轴低速轴转速r/min290096726796功率kw7.56.756.556.35转矩Nm24.96866.662234.279631.693传动比33.6272.79效率0.900.970.97五、传动件的设计与计算 1、V带轮的设计与计算（1）确定计算功率 工作情况：两班制,连续单向运转，载荷较平稳查机械设计表87（156页）得KA = 1.3计算功率Pca Pca = KA Ped =1.27.5=9kw（2）选择带型根据计算功率Pca和小带轮转速n1 ，查机械设计图811，,择
9、A型普通带（3）确定带轮基准直径并验算带速查机械设计表86，A型V带轮最小直径：dmin =75mm查机械设计表88，初选小带轮的基准直径，dd1= 90mm从动轮基准直径：dd2 = d1i1 = 903 = 270mm查机械设计表88，从动轮基准直径取dd2 = 280mmV = 3.14dd1n1/601000 = 13.659m/s （v=525m/s，符合）（4）确定中心距、带的基准长度及包角初定中心距，根据式 可得：259mma0740mm 动力参数如左Pca=9kwdd1= 90mmdd2=280mm设计计算及说明（第5页）结果初步确定中距a0 = 400mm据教材机械设计式82
10、2初步计算带的基准长度Ld = 2a0 + 3.14(dd1 + dd2)/2 + (a0 = 1404mm由表82选带的基准长度: Ld = 1400mm查机械设计式821计算实际中心距 （5）验算小轮包角由机械设计式825， （6）计算V带的根数按0.07d，取h=5mm，则轴环处的直径为=60mm，轴环宽度b1.4h，取=17.5m（即齿轮之间的距离为17.5mm）。 同理，低速级小齿轮的轮毂宽度为90mm，=85mm左端齿轮根据分析以及大小齿轮中心配和可知，高速级大齿轮距内壁为18.5mm，又铸造误差为10mm，所以=18+10+18.5+4=50.5mm。 同理，低速级小齿轮距内壁为
11、16mm，所以=18+10+16+5=49mm。（6）轴向零件的周向定位 高速齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b h = 14mm9mm (GB/T 109679)，长度为45mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，低速级齿轮与轴联接处，选用平键14mm9mm70mm，与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（7）确定轴上圆角和倒角尺寸 查机械设计表15-2，取轴端倒角为1.2，各轴肩处的圆角半径也可查表大致估取。（8）求轴上的载荷 设计计算及说明
12、（第16页）结果 首先根据轴的结构图做出轴的计算草图，在确定轴承的支点位置时，从中查取a值，由手册可知a=23。则计算可知两个轴承到齿轮中心的距离分别是L1=18+10+18.5+29.5-23=53 L2=17.5+29.5+45=92L3=45+16+10+18=89 由计算可得=3819N =3918N =202407Nmm =348702Nmm =2321N =-1091N =123013Nmm =64553Nmm =-38668Nmm =-97099Nmm M=361969设计计算及说明（第17页）结果（9）按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的
13、截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。3. 低速轴的设计与计算（1）列出轴上的功率、转速和转矩 n3= （2）求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为=237.113mm 而 圆周力 径向力 轴向力 （3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-3，取=110，则（4）拟定轴上零件的装配方案 1 2 3 4 5 6 7 8 （5）根据轴的轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度中间轴安全设计计算及说明（第18页）结果输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如上图所示
14、。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查机械设计表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取=1.3，则联轴器的计算转矩为 。选用TL9弹性套联轴器，其公称转矩为1000Nm。轴孔长度L1=84mm，轴孔直径 D=50mm。故取=50mm。为满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端需制出一轴肩，所以取=57mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =60mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度就比稍短一些，现取 =82mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。由工作要求及=57mm，查GB/T29
15、2-83，选择7212AC型号，其尺寸为dDB=60mm110mm22mm，故，而=22+10+16=48mm（参照高中速轴）。取安装齿轮处的轴段6-7的直径=75mm，则=75mm。齿轮与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=80mm，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=7.5mm，则轴环处的直径为=90mm，轴环宽度b1.4h，取=12mm。轴承端盖的总宽度为40mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离 mm，故
16、取。7-8段长度（齿轮距内壁18.5，铸造误差10，齿轮露出54-5段长度（中间轴高速级大齿轮轴宽59，距离内壁18.5，铸造误差10，中间轴两齿轮间的距离17.5，低速级齿轮中心配对左右相差5/2=2.5）（6）轴向零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得齿轮处：b h = 20mm12mm (GB/T 109679)，长度为63mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键14mm9mm70mm，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处
17、选轴的直径尺寸公差为m6。（7）确定轴上圆角和倒角尺寸 查机械设计表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径也可查表大致估取。设计计算及说明（第19页）结果（8）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算草图，在确定轴承的支点位置时，从中查取a值，由手册可知a=30.8。则计算可知两个轴承到齿轮中心的距离分别是L1=48+69.5+12+85/2-30.8=141.2 L2=85/2+55.5-5-30.8=62.2 由计算可得=1629N=3699N =230015Nmm =-124N =2122N =-17509Nmm=139934Nmm =230680Nmm =269237Nmm（
18、9）按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。低速轴是安全的设计计算及说明（第20页）结果七、滚动轴承的计算与校核1、高速轴上轴承（7206AC）的计算与校核（1）基本额定动载荷 查滚动轴承样本（或设计手册）可知7206AC轴承的C=22000N（2）求轴承受到的径向载荷和 将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中由前面计算数据可知=1717N =593N =567N =300N （3）求轴承的计算轴向力和对于7206