燕山大学机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置学院（系）：机械工程学院年级专业： 13级锻压2班学号： 130101020076学生姓名：张建雷指导教师：周玉林目录一、机械设计课程设计任务书 (1)二传动方案的拟定 (1)三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 (1)四、传动零件的设计计算 (3)4.1第一级直齿圆锥齿轮的设计 (3)4.2第二级斜齿圆柱齿轮的设计 (6)五、轴的设计及校核 (10)5.1轴的机构设计 (10)5.2输出轴的校核 (13)六、轴承的选择和寿命计算 (17)七、键的选择和校核 (19)八、联轴器的选择 (20)九、箱体的结构尺寸 (20)十、传动装置的附件及说明 (21)十一、润滑和密封说明 (22)十二、三维设计 (23)十三、设计小结 (24)十四、参考文献 (25)计算及说明结果一、机械设计课程设计任务书一、设计题目：带式输送机传动装置二、传动装置简图：v FD图1-1传动装置简图三、原始数据及要求F=1611N D=0.27m v=1.28m/s四、其他条件：使用地点：室外生产批量：小批载荷性质：微振使用年限：八年一班二、传动方案的拟定圆锥齿轮减速器相对于其他减速器机构可以改变力矩方向，可以把横向传动转为竖直传动，用于输入轴与输出轴垂直方向布置的传动装置。

而且承载能力高，噪音低，传动相对平稳，箱体体积小，节省空间，重量轻，传动效率高，可靠耐用，使用寿命长。

针对本题目的设计要求，决定采用圆锥—圆柱齿轮的设计方案。

三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算。

1、电动机类型和结构方式，选择Y系列IP442、选择电动机功率，所选电动机的额定功率稍大于工作功率P d，即P ed≥P d.卷筒的输出功率P w=FV/1000ηw=2.148KW其中卷筒的工作效率ηw=0.96则电动机的输出功率P d=P w/ηa=2.148KW/0.85=2.527KW其中传动总效率ηa=η12η22η34=0.85η1为联轴器效率0.99，η2为齿轮传动啮合效率（弹性联轴器）0.97η3为滚动轴承传动效率0.98.3、电动机转速的确定卷筒转速n w=60V/πD=90.6r/min 传输带牵引力：F=1611N 传输带工作速度：v=1.28m/s 滚筒直径：D=0.271mP d=2.527 KW所以电机转速n d =（8-20）n w =（724.8-1812）r/min二级圆锥圆柱齿轮传动比i=8-20所以同步转速取1000r/min查机械设计指导手册，选取Y132s-6型号电动机电机型号 额定功率 同步转速 满载转速 起动转矩 最大转矩Y132-S6 3.0 1000 960 2.0 2.24、传动比分配i 总=n d/n w =960/90.6=10.6 i 总=i1i2其中i1=（0.25-0.4）i ≤3取i1=3，则i2=10.6/3=3.535、各轴的转速Ⅰ轴n1=nd=960r/minⅡ轴n2=n1/i1=320r/minⅢ轴n3=n2/i2=90.6r/min卷筒轴n 卷=n3=90.6r/min6、各轴的功率Ⅰ轴P1=pd ·η1=2.527x0.99=2.502KWⅡ轴P2=p1·η2η3=2.378KWⅢ轴P3=p2·η2η3=2.378x0.97x0.98=2.261kw卷筒轴P4=p3·η1η3=2.261x0.99x0.98=2.194kw7、各轴的输入转矩电动机的输入转矩Td=9.55x106Pd/nd=25.14x103N ·mmⅠ轴 T1=9.55x106P1/n1=24.89x103N ·mmⅡ轴T2=9.55x106P2/n2=70.97x103N ·mmⅢ轴T3=9.55x106P3/n3=238.33x103N ·mmⅣ轴T4=9.55x106P4/n4=231.27x103N ·mm四、传动零件的设计 4.1高速级齿轮的设计1-1、确定齿轮的材料类型、精度等级、齿数。

（1）选择小锥齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS ， 选择大锥齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为200HBS （2）齿轮精度等级选用8级精度（查《机械设计》表6-2） （3）选取小锥齿轮齿数Z1=20（17~25） 则大齿轮齿数Z2=Z1·i1=601-2按齿面接触疲劳强度计算小锥齿轮分度圆直径d1()[]21312410.5E HH R R KT Z Z d u σψψ⎛⎫≥ ⎪ ⎪-⎝⎭(1)载荷系数A V K K K K β=i1=3i2=3.53 n1=960r/min n2=320r/min n3=90.6r /min T1=70.97x103N ·mm T2=70.97x103N ·mmT3=238.33x103N ·mmZ1=20Z2=601)查机械设计表6-4得 使用系数K A =1.1 2)动载系数K V预估平均分度圆圆周速度V m =4m/s 则m 1v z =0.8m /s100查《机械设计》图6-11 得 V K =1.13 3)齿向载荷分布系数K β 初选Rψ=0.25(0.25-0.3)22R dm R 1u 0.2513===0.45220.25ψψψ++--查《机械设计》图6-17 得 K β= 1.13所以A V K K K K β==1.1×1.1×1.12=1.36 (2)计算E H Z Z查《机械设计》图6-19，取节点区域系数 2.5H Z = 查《机械设计》表6-5，取弹性系数189.8a E Z MP = (3)计算[]H σ’lim []H HNH HK S σσ=取系数S=112240200HB HBS HB HBS =⎧⎨=⎩ Hlim1Hlim2=570MPa =470MPa σσ⎧⎨⎩() 1.111010911h HN 812N =60n jL =60960130088=K N N ==3.69i ⎧⨯⨯⨯⨯⨯⨯⎪⎨⨯⎪⎩查得12HN HN K =K =1(不允许点蚀)[][]1122Hlim1HN H Hlim2HN H=K =570MPa =K =470MPaσσσσ取[]H =470MPa σ(4)初步计算d1Hlim1Hlim2=570MPa =470MPaσσ⎧⎨⎩[][]12H H=570MPa =470MPaσσ()2314 1.3624.8910001189.8 2.5d =62.17mm0.2510.50.253470⨯⨯⨯⨯⎛⎫≥∙∙ ⎪-⨯⎝⎭实际大端面圆周速度11n dv==3.12m /s601000π⨯所以V m =(1-0.5φR)V=2.73m/s由m 1v z 2.7320==0.55100100⨯查《机械设计》图6-11 得v K' 1.09= (5)校正大端面直径d1′3311' 1.09'd 62.1762.01.10K d mm K =∙=⨯=(6)确定大端面模数1162.0 3.120d m mm z ===圆整取m=3.5mm（7）计算大端分度圆直径d 1=mz 1=3.5×20=70mm d 2=mz 2=3.5×60=210mm（8）计算分度圆锥角、锥距2212110.68022d d R mm⎛⎫⎛⎫=+= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭由12cos 0.94871u uδ==+计算得δ1=18°26′6″所以δ2=90°-δ1=71°33′54″ 其中δ1δ2R 不得圆整。

（9）确定齿宽0.25110.68027.67R b R mm ψ=∙=⨯=m=3.5mmd 1=70mmd 2=210mmR=110.680mmδ1=18°26′6″δ2=71°33′取b1=b2=28mm1-3按齿根弯曲疲劳强度校核()[]11111F Fa Sa 2F232R R 14KT =Y Y 10.5z m 1uσσψψ≤-+（1）Sa Y Fa Y 、121v 12v 2z 20z ===21.08cos cos18266z 60z ===189.1cos cos 713354δδ'''︒'︒查《机械设计》图6-21，图6-22 得12Fa Fa =2.7=2.1Y Y ⎧⎪⎨⎪⎩ 12Sa Sa =1.6=1.9Y Y（2）计算许用弯曲应力[]Fσ[]Flim FNF FK =S σσ查《机械设计》图6-28 得1Flim 2HB =240HB =200σ⎧⎨⎩ Flim1Flim2=450MPa =390MPa σσ101091FN 82N =1.11K N =3.69⎧⨯⎪⎨⨯⎪⎩查机械设计图6-26得12FN FN K =K =1寿命系数F S =1[][]1122Flim1FNF FFlim 2FNFFK ==450MPaS K ==390MPaS σσσσ（3）校核强度54″b=28mm12Fa Fa =2.7=2.1Y Y ⎧⎪⎨⎪⎩12Sa Sa =1.6=1.9Y YFlim1Flim2=450MPa=390MPaσσ()[] 2.7 1.6113F 2232F4 1.3624.8910=0.2510.50.2520 3.513=56.3Mpa<σσ⨯⨯⨯⨯⨯-⨯⨯⨯+2221112.1 1.956.352.02.7 1.6Fa Sa F F Fa Sa Y Y MPa Y Y σσ⨯=∙=⨯=⨯[]F2<σ 满足强度要求 （4）数据记录齿轮类型 齿数 大端分度圆直径mm锥距mm锥角 模数 传动比 齿顶高系数顶隙系数齿宽小锥齿轮 20 70110.680 18°26′6″ 3.5 3 10.2 28大锥齿轮 60 2104.2低速级齿轮的设计2-1、确定齿轮的材料类型、精度等级、齿数、螺旋角（1）选择小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS 大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为200HBS （2）精度等级选用8级精度 （3）选取小齿轮齿数Z1=22则大齿轮齿数Z2=Z1·i2=77.66，圆整取78 则i2′=Z2/Z1=3.545（i2′—i2）/i2=0.85%，在误差允许范围内 (4)初选β=14°，齿宽系数φd=0.8(不对称布置) 2-2、按齿面接触疲劳强度设计[]223121E H d H KT Z Z Z Z u d u εβψσ⎛⎫+≥⋅⋅ ⎪ ⎪⎝⎭ （1）载荷系数K=KAKVK αK β a 、使用系数KA=1.1b 、动载系数KV ，估计圆周速度V=4m/s VZ1/100=4x20/100=0.8m/si=3I=3.545Z1=22Z2=78KA=1.1121r 111.88 3.2cos 1.64sin tan 1.4013.04d n z z z b m K αβαβαεβψβεβππεεε⎡⎤⎛⎫=-+=⎢⎥ ⎪⎝⎭⎣⎦===>=+=⇒ 查《机械设计》图6-11（a ）得动载荷系数V K =1.06 查《机械设计》图6-17c 、齿间载荷分配系数K α=1.42d 、齿向载荷分布系数K β=1.07所以K=KAKVK αK β=1.1X1.07X1.42X1.07=1.7 （2）高速轴转矩T1=70.97x103N ·mm （3）区域系数ZH=2.43（查图6-19） （4）重合度系数()4110.783 1.64Z βαεβαεεεε-=-+== 因为βε=1.40＞1，所以βε=1（5）弹性区域系数ZE=189.8√Mpa （6）螺旋角系数Z β=√COS β=0.985所以ZEZHZ εZ β=2.43X0.78X189.8X0.985=354 (7)应力循环次数N1=60n1jLh=60x320x1x （300x8x8）=3.69x108 N2=N1/u ′=N1/i2′=1.04x08由图6-25查得寿命系数KHN1=KHN2=1（不允许点蚀） 图6-27查得δHlim1=570Mpa ， δHlim2=470Mpa 安全系数S=1lim []H HNH HK S σσ=[][]1122Hlim1HN H Hlim2HN H=K =570MPa =K =470MPaσσσσ取[]H =470MPa σ（8）将上述值带入公式233121.7970.97103.5451354.35=63.40m m 0.83.545470d ⨯⨯⨯+⎛⎫≥⨯⨯ ⎪⎝⎭V K =1.06K α=1.42K β=1.07[][]12H H=570MPa =470MPaσσ实际圆周速度1nd 3.1432063.40v===1.06m /s 4m/s 601000601000π⨯⨯≠⨯⨯修正载荷系数，按1vz 1.0622==0.2332100100⨯查图6-11b 得动载系数KV ′=1.02 （9）校正分度圆直径d1.3311'1.02'd 63.4062.401.06K d m m K =∙=⨯=（10）计算法向模数1n 1d cos 60.40cos14m ===2.664z 22β⨯︒圆整成标准值，取m n =3 （11）计算中心距()()n 12m z z 2278a==3154.5922cos 2cos14mmβ++⨯=︒圆整=155mm（12）按中心距修正螺旋角()()n 12m z z 32278=arccos=arccos =1435352a 2155β+⨯+'''︒⨯因为β值变化不大，所以εα，K α，ZH 等参数不必再做修正。