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机械设计课程设计设计题目胶带输送机卷筒传动装置（d）学院机械工程学院班级设计者学号指导教师日期设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置原始条件和数据胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产输送带速度允许误差为±5%输送带工作拉力
8.3KN工作速度
1.0m/s卷筒直径D（mm）320mm方案如下图设计内容计算及说明结果1）选择电动机类型2）电动机容量3）确定电动机的转速4）电动机的技术数据和外形安装尺寸1）传动装置总传动比2）分配传动装置各级传动比3）各轴转速（轴号见图一）4）各轴输入功率圆锥直齿轮设计
1.选定齿轮精度等级、材料及齿数
2.按齿面接触强度设计
1.确定公式内的各计算数值
（2）计算3按齿根弯曲强度设计
（1）确定计算参数
（2）设计计算
（3）.几何尺寸计算圆柱斜齿轮设计
1.选定齿轮精度等级、材料及齿数
2.按齿面接触强度设计1确定公式内的各计算数值
（2）计算
3.按齿根弯曲强度设计
（1）确定计算参数
（2）设计计算4对比结果，确定法面模数m及齿数z
5.几何尺寸计算输入轴设计
1、功率、转速和转矩及齿轮上的力2初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（3）轴上的周向定位
4.求轴上的载荷
5、按弯扭合成应力校核轴的强度中间轴设计1．确定中间轴上各齿轮的力及方向2初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（3）轴上的周向定位
（4）轴上圆角和倒角4求轴上的载荷
5、按弯扭合成应力校核轴的强度输出轴设计1．确定中间轴上各齿轮的力及方向
2、初步确定轴的最小直径
3、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
4、求轴上的载荷
5、按弯扭合成应力校核轴的强度
6.精确校核轴的疲劳强度输入轴滚动轴承校核中间轴滚动轴承校核输出轴滚动轴承校核1校核联轴器处的键连接2校核圆锥齿轮处的键连接1校核圆锥齿轮处的键连接2校核圆柱齿轮处的键连接1校核联轴器处的键连接2校核圆柱齿轮处的键连接润滑与密封一选择电动机按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列全封闭式自扇冷鼠笼型三相异步电动机1卷筒的输出功率2电动机输出功率传动装置的总效率式中、…为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率由《机械设计课程设计》表2-4查得滑块联轴器=
0.995；圆柱齿轮传动=
0.97；圆锥齿轮传动=
0.96；弹性联轴器=
0.99；则·故3电动机额定功率因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，选取电动机额定功率由表2-1查得单级圆柱齿轮传动比范围，圆锥齿轮传动比范围，则电动机转速可选范围为符合这一范围的同步转速有750r/min由表8—184选常用的同步转速为750r/min的Y系列电动机Y180L—8，其满载转速为电动机的安装结构形式以及其中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可由表8—
186、表8—187中查到，并记录备用
二、计算传动装置的运动和动力参数对于圆锥—圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮的传动比则圆柱齿轮减速器传动比按电动机所需功率计算各轴输入功率，即5）各轴转矩以上算出的运动和动力参数列表如下参数轴名轴1轴2轴3轴4轴5转速nr/min
730730239.
359.
759.7功率PkW
9.
549.
449.
028.
718.58转矩T
124.
80123.
49359.
971394.
911372.51传动比
13.
054.011效率
0.
990.
9550.
9650.985
三、传动件的设计计算已知输入功率，小齿轮转速730r/min，齿数比u=
3.05，由电动机驱动，工作寿命10年，大修期3年，两班制，带式输送机载荷平稳，空载起动，不反转选用8级精度GB10095-88材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整则由设计计算公式进行试算，即试选载荷系数试取K=
2.0计算小齿轮的转矩选齿宽系数4）由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限5）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数计算应力循环次数7由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算圆周速度v计算载荷系数根据，8级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数直齿轮由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查《机械设计（第八版）》表得轴承系数，则接触强度载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算大端模数m确定弯曲强度载荷系数 由《机械设计（第八版）》表10-5查得齿形系 应力校正系数 由《机械设计（第八版）》图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于按齿根弯曲疲劳强度计算的模数取由弯曲疲劳强度算得的模数
3.135并就近圆整为标准值m=
3.25，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数所以，大齿轮齿数圆整并确定齿宽取运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度GB10095-88材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1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选小齿轮齿数，大齿轮齿数选取螺旋角初选螺旋角由设计计算公式进行试算1）试选载荷系数计算小齿轮的转矩选齿宽系数由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数由《机械设计（第八版）》图10-26查得，，则由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数计算应力循环次数由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度v计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数根据，8级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数由《机械设计（第八版）》表10-3查得，表10-2查得使用系数，表10-4查得图10-13查得接触强度载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数由设计公式进行试算1）计算载荷系数根据重合度，由《机械设计（第八版）》图10-28查得螺旋角影响系数3）由《机械设计（第八版）》图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限4）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数5）计算弯曲疲劳许用应力6）计算当量齿数7）由表10-5查得齿形系数 应力校正系数 8）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取标准值，已满足弯曲强度为满足接触疲劳强度，取分度圆直径取=31，，取
（1）计算中心距
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正计算大小齿轮的分度圆直径
（4）计算齿轮宽度圆整后取
（5）齿顶高
（6）齿根高
（7）齿顶圆直径
（8）齿根圆直径
四、轴的设计计算高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为而圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示图二先初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢（调质），根据表15-3，取，得，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩，查表14-1，由于转矩变化很小，故取，则联轴器与轴之间周向定位采用键连接，对直径的轴，有一个键槽时，轴径增大5%~7%，故根据电动机型号Y180L-8，由表8-187及标准GB/T5014-2003，查得电动机轴径应取48mm故选HL3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为主动端Y型轴孔，A型键槽，半联轴器的孔径；从动端Y型轴孔，A型键槽，半联轴器的孔径则由半联轴器确定拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径.初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据，根据GB/T297-1994初步选圆锥滚子轴承30210，其基本尺寸为，，则，而取这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，根据GB/T297-1994，30210型轴承的安装尺寸，因此取3）为了使轴具有较大刚度，两轴承支点距离不宜过小，一般取，故取，所以圆整，取小锥齿轮的悬臂长度右边轴承右端面采用轴套定位，取4）取安装齿轮处Ⅶ-Ⅷ轴段的直径，齿轮轴孔深度取；为使套筒可靠地压紧轴承，轴承与锥齿轮间隔一轴套，取5）轴承端盖的总宽度为25mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，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；半联轴器与轴的连接，选用，半联轴器与轴的配合为滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为轴上载荷大小如下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得，故安全
1、已知中间轴上的功率、转速和转矩
2、求作用在齿轮上的力对圆柱斜齿轮对圆锥直齿轮圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如下图所示先初步估算轴的最小直径选取轴的材料为，调质处理根据《机械设计（第八版）》表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和轴上零件的装配方案（见下图）1）初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，，根据GB/T297-1994，初选圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，这对轴承均采用套筒进行轴向定位，根据GB/T297-1994，30208型轴承的安装尺寸，因此取套筒与轴承端面相接处外径为安装小圆柱斜齿轮的宽度，为使其右端能用轴套定位，轴段，取轴径，则小圆柱齿轮的孔径为50mm，经验算其齿根圆与键槽底部的距离，齿轮与轴可分开制造2）锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，试取，则轮毂宽度，取，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则取轴环处的直径为，轴环宽度，3）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为求轴上的载荷，各值列如下表载荷水平面H垂直面V支反力RFNH1=
306.9NFNH2=-
2805.6NFNV1=4911NFNV2=
5450.7N弯矩MMH1=16454N·mmMH2=-117683N·mmMH3=-208316N·mmMH4=-297974N·mmMV1=234500N·mmMV2=404714N·mm总弯矩扭矩T T3=359970N·mm根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为（调质），，故安全已知输出轴上的功率、转速和转矩作用在齿轮上的力圆周力、径向力及轴向力的方向如下图所示先初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取，得，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取，则根据GB/T5014-2003，选HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500，取半联轴器的孔径，故取，选Y型半联轴器，长度轴上零件的装配方案（见下图）1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，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段的长度应比略短些，现取初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，可选用角接触球轴承，参照工作要求并根据，根据GB/T292-1994，初选角接触球轴承7214C，其尺寸为，，而轴承右端采用轴肩进行轴向定位，查得7214C型轴承的定位轴肩轴径，因此取；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为96mm，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，故取取，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6，则轴环处的直径为轴环宽度，取3）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取；为保证圆柱斜齿轮能正对啮合，取轴段4）根据中间轴长度及箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，得
（3）
（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接对齿轮的定位，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为.轴上载荷各值列如下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力轴的材料为45钢（调质），查得，故安全判断危险截面1~5段间截面只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这些截面无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面6和7过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，6~7段中间处截面上应力最大，但应力集中不大且轴径最大，故不需校核；截面3的应力集中的影响和截面4的相近，但截面4不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核因而该轴只需校核截面7左右两侧即可
（2）截面7左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅴ右侧弯矩M为截面Ⅴ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理由表15-1查得过盈配合处的，由《机械设计（第八版）》附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全
（2）截面7右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅴ右侧弯矩M为截面Ⅴ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计（第八版）》附表3-2查取因，，经插值后查得又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全
五、校核轴承寿命单列圆锥滚子轴承30210，查表8-159，得则内部轴向力所以即，则对减速器，由机械设计课本表13-6，取动载荷系数，因大修期为3年，预期寿命为，故合格单列圆锥滚子轴承30308，查表8-159，得则内部轴向力所以即，则对减速器，由机械设计课本表13-6，取动载荷系数，因大修期为3年，预期寿命为，故合格角接触球轴承7214C，查表8-158，得则内部轴向力所以即由查表8-158得，，故由查表8-158得，，故对减速器，由机械设计课本表13-6，取动载荷系数，因大修期为3年，预期寿命为，故合格
六、键联接的选择及校核计算输入轴键计算该处选用普通平键尺寸为，接触长度，载荷平稳，可选，则键联接所能传递的转矩为故满足要求该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为故满足要求中间轴键计算该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为故满足要求该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为故满足要求输出轴键计算该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为故满足要求校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为故满足要求
七、润滑与密封齿轮采用浸油润滑大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失m=
3.25=31，安全安全安全安全安全合格合格合格满足要求满足要求满足要求满足要求满足要求满足要求PAGE4。
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