河北联合大学轻工学院QINGGONG COLLEGE, HEBEI UNITED UNIVERSITY机械设计课程设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置目录一、设计任务书 (4)二、减速器总体方案设计 (5)2.1传动方案的拟定 (5)2.2电动机的选择 (5)（1）电动机类型的选择 (5)（2）电动机功率的选择 (5)（3）电动机转速的选择 (5)（4）确定电动机型号 (5)2.3传动比的分配 (6)2.4运动参数及动力参数计算 (6)三、V带传动的设计 (8)3.1确定设计计算功率P d (8)3.2选择带的型号 (8)3.3确定带轮基准直径d d1、d d2 (8)（1）选择小带轮的基准直径d d1 (8)（2）验算带速 (8)（3）计算大带轮基准直径d d2 (8)（4）确定中心矩a及带的基准长度L d0 (9)（5）验算小带轮包角 1 (9)（6）确定V带的根数 (9)（7）确定带的初拉力F0 (10)（10）计算带的轴压力F Q (10)四、齿轮的设计计算及结构说明 (10)4.1选择齿轮材料 (10)4.2计算齿面接触疲劳强度 (10)4.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸 (11)4.4校核齿根弯曲疲劳强度 (12)4.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级 (12)五、轴的设计计算及校 (13)5.1输入轴的设计计算与校核 (13)（1）根据工作要求选择材料 (13)（2）按扭矩初算轴的最小直径 (13)（3）轴的结构设计 (13)（4）轴的强度校核 (15)5.2输出轴的设计计算与校核 (19)(1) 根据工作要求选择材料 (19)（2）按扭矩粗算的最小直径 (19)（3）轴的结构设计 (20)（4）轴的强度校核 (21)六、滚动轴承的校核 (26)6.1 输入轴滚动轴承寿命校核 (26)6.2输出轴滚动轴承寿命校核 (27)七、键的选择与校核 (28)7.1输入轴键的选择与校核 (28)7.2输出轴键的选择与校核 (28)7.3联轴器的选择 (29)八、减速器润滑、密封及附件的选择确定 (29)8.1润滑的选择确定 (29)8.2密封形式 (29)8.3减速器附件的选择确定 (30)九、箱体主要结构尺寸的计算及装配图 (30)9.1箱体主要结构尺寸计算 (30)设计小结 (32)参考文献 (33)一、设计任务书设计用于带式运输机传动装置原始数据：运输带工作拉力F（N）1400运输带工作速度v（m/s） 1.55卷筒直径D/mm 250工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。
电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴，滚筒轴为3轴。
相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23；相临两轴间的传动效率为η01、η12、η23；；各轴的输入功率为P0、P1、P2、P3；各轴的转速为n0、n1、n2、n3；各轴的输入转矩为T0、T1、T2、T3。
在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工作功率P d进行计算，而不用电动机的额定功率P ed。
只有当有些通用设备为留有储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，要求传动装置具有较大的通用性和适应性时，才按额定功率P ed来设计传动装置。
传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速,即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。
0轴（电机轴）P 0=Pd=2.55KWn 0=nm=960 r/minT 0=9550×（P/ n）=9550×（2.55/ 960）=25.36N·m1轴（高速轴）P 1=P×η01=2.55×ηV带=2.55×0.96=2.45KWn 1=n/i01带=960/2=480 r/minT 1=9550×（P1/ n1）=9550×（2.45/ 480）=48.70N·m2轴（低速轴）P 2=P1×η12=2.45×(η轴承×η齿轮)=2.45×(0.98×0.97)=2.33KWn 2= n1/i12齿轮=480/4.05=118.52 r/minT 2=9550×（P2/ n2）=9550×（2.33/ 118.52）=187.18N·m3轴（滚筒轴）P=2.55KWn0=960 r/minT=25.36N·mP1=2.45KWn1=480 r/minT1=48.70N·mP2=2.33KWn2=118.52r/minT2=187.18N·md d2=（n 0/n 1）×d d1=（960/480）×125=250mm由《机械设计基础》第88页，表7-4带的基准直径系列取整得： d d2=250mm（4）确定中心矩a 及带的基准长度L d0初定中心矩a 0由于设计要求中未对中心距提出明确要求，先按下式初选中心距a 0：0.7（d d1+d d2）≤ a 0 ≤ 2（d d1+d d2） 262.5≤ a 0 ≤ 750 暂时取 a 0=600mm初算带的基准长度L d0初选中心距a 0后，按下式初算带的基准长度：L d0≈2a 0+（π/2）（d d1+d d2）+ （d d1+d d2）2/（4×a 0）= 2×600+（3.14/2）×（125+250）+（125+250）2/（4×600）=1847.34mm确定带的基准长度L d 由《机械设计基础》第87页，表7-2将带的基准长度取整至相近的标准基准长度：L d =1800mm 确定中心距 确定带的基准长度L d 后，按下式计算实际中心距a a ≈a 0+（L d -L d0）/2=600+（1800-1847.34）/2=576mm 考虑到安装、调整和松弛后张紧的需要，实际中心距允许有一定的调整范围，其大小为： a min =a-0.015L d =576-0.015×1800=549mm a max =a+0.03L d =576+0.03×1800=630mm （5）验算小带轮包角α1 α1=180°-57.3°×（d d2-d d1）/a=180°-57.3°×（250-125）/576=167.65°> 120°1在允许的范围内，满足要求。
（6）确定V 带的根数由《机械设计基础》第95页，表7-6，查得V 带基本额定功率P 0=1.37KW由《机械设计基础》第96页，表7-7，查得V 带基本额定功率增量ΔP 0=0.10KW由《机械设计基础》第97页，表7-8，查得包角修正系数K =0.97a）确定轴各段直径和长度①段：轴段①的直径为最小，已确定为d1=22mm。
若将d1=22mm定为带轮轮毂孔径，则带轮的大致宽度为：L=（1.5~2）d1=（1.5~2）×22=33~44mm那么轴段①的长度L1=40mm.②段：根据h=（0.07~0.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）h=（0.07~0.1）×22=1.54~2.2mm，考虑到装带轮放大一点，取轴段②的直径为d2=27mm考虑到轴承端盖的厚度与拆卸紧固螺钉的空间，取L2=45mm。
③、⑦段：根据《机械设计基础》第187页表12-1续选用深沟球轴承。
由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6206，其内径为d3=30mm（d7=30mm）轴承的宽度为16mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为6~9，则取轴段③、⑦的长度为L3=L7=16+8=24mm。
④、⑥段：是轴环，考虑到轴承的定位与装拆，取d4=36mm（d6=36mm）长度为L4= L6≈0。
7（d4-d3）=0.7×（36-30）=4.2mm ，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，取L4= L6=10mm⑤段：用于齿轮轴部分，根据小齿轮定尺寸，Z1=25，m=2，d1=50mm，da1=54mm，df1=45mm小齿轮的齿宽为：b1=55mm，则轴段⑤的长度为：L5=55mm。
则输入轴的基本尺寸如图：d1=22mmL1=40mmd2=27mmL2=45mmd3= d7=30mmL3= L7=24mmd4=d6=36mmL4= L6=10mmd5=da1=54mmL5=55mmb）确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）由《机械设计课程设计》第131页表15-3查出代号为6206的深沟球轴承的外形尺寸，D=62mm，B=16mm。
将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。
l1=107mm（4）轴的强度校核a）绘制并计算轴上的作用力由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。
此外，皮带轮传递进来扭矩T与轴压力FQ。
Ft=2T/d=（2×48700）/50=1948NFr= Fttanα=1948×tan20°=701.28N其中:T为高速轴的输入转矩l1=107mmFt=1948NFr=701.28Nd为小齿轮的分度圆直径α为分度圆压力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。
由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。
XY面受力图：列方程求解：∑MB（F）=0FAY×107+Fr×53.5-FQ×180=0FAY×107+701.28×53.5-766.42×180=0FAY=938.66N∑FY=0FQ- FAY- FBY-Fr=0FBY= FQ- FAY-Fr=766.42-938.66-701.28= -873.52NXZ面受力图：列方程求解：∑MB（F）=0-FAZ×107-Ft×53.5=0-FAZ×107-1948×53.5=0FAZ= -974N∑FZ=0FAZ+ Ft+ FBZ= 0-974+1948+ FBZ= 0FAY=938.66NFBY=-873.52NFAZ= -974NFBZ=974-1948= -974Nb）作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图XY面弯矩图MXY：XZ面弯矩图M XZ：c ）作出合成弯矩图M=√M XY2+M XZ2F BZ=-974Nd ）作出扭矩图e ）作出当量弯矩图M’=√M2+（αT）2 ，并判断危险截面因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数α=0.6ⅠⅡ由当量弯矩图可看到，小齿轮的中间位置承受弯矩最大，设定为Ⅰ号危险截面，①号轴段与②号轴段的连接处也承受了较大的扭矩，而且此处也是轴的最细段，设定为Ⅱ号危险截面. Ⅱ号危险截面处的弯矩保守取(29220+63119.42)/2=46169.71N.mm.f ) 对危险截面强度校核由《机械设计基础》第173页表11-1选[σ-1W ]=60MpaⅠ号危险截面:d 1[]3111.0W eM -≤σ=3601.090.75849⨯=23.30mm Ⅱ号危险截面: d 2[]3111.0W eM -≤σ=3601.071.46169⨯=9.16mm故该轴强度满足要求，合格。