机械设计基础课程设计说明书题目：设计胶带输送机的机械传动装置
班级：新能源1101班
姓名：黄艺凯
学号：20110551
指导教师：李宝民
成绩：
日期：2014年1月14日
目录
1. 设计任务书 (3)
1.1设计题目 (3)
1.2工作条件 (3)
1.3技术数据 (3)
2. 传动装置总体设计 (3)
2.1电动机的选择 (3)
2.2分配传动比 (5)
2.3传动装置的运动和动力参数计算 (5)
3. 传动零件的设计计算 (7)
3.1减速器以外的传动零件设计计算 (7)
3.2减速器以内的传动零件设计计算 (8)
4. 轴的设计计算 (13)
4.1初步确定轴的直径和长度 (13)
4.2轴的强度校核 (166)
5. 滚动轴承的选择及其寿命验算 (20)
5.1低速轴轴承 (19)
6. 键联接的选择和验算 (20)
6.1减速器大齿轮与低速轴的键联接 (20)
6.2小链轮与减速器低速轴轴伸的联接 (20)
6.3联轴器与减速器高速轴轴伸的联接 (21)
7. 减速器的润滑及密封形式选择 (21)
参考文献 (22)
1. 设计任务书
1.1设计题目
设计用于胶带运输机的机械传动装置。
1.2工作条件
工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产批量
8 2 清洁 平稳
小批 1.3技术数据
2. 传动装置总体设计
2.1电动机的选择
2.1.1选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷
式结构，电压380V ，Y 系列。 2.1.2选择电动机功率 1）传动滚筒所需有效功率：
kW Fv P w 7.21000
5
.118001000=?==
kW P w 4.2=
2）传动装置总效率：
按表2-11-1(P107)确定各部分效率如下: 弹性联轴器的效率 99.01=η 一对深沟球轴承的效率 99.03=η
题号 滚筒圆周
力F(N) 带速 v(m/s) 滚筒直径 D(mm) 滚筒长度 L(mm) ZDL-4
1800
1.5
300 500
闭式齿轮传动的效率 97.02=η（暂定精度为8级） 开式滚子链传动的效率 91.04=η 一对滚子轴承的效率 97.05=η 运输滚筒的效率 96.06=η 传动装置总效率
7976
.096.097.091.097.099.099.026
5422
31=?????=?????=ηηηηηηη 7976.0=η 3）所需的电动机功率：
kW P P w
r 39.37976
.07
.2==
=
η
kW P r 39.3= 查表2-19-1(P189),可选Y 系列三相异步电动机Y112M-4 型，或选Y 系列三相异步电动机Y132M1-6型，额定功率均为
kW P 0.40=，均满足r P P >0 2.1.3确定电动机转速
1）传动滚筒轴工作转速：
min 9.10130
.06.16060w r/D v n =??==ππ min /9.101r n w =
现以同步转速为1500r/min 及1000r/min 两种方案进行比 较，查表2-19-1(P189)得电动机数据,计算总传动比列于下表： 方案号 电动机 型号 额定功率 kW 同步转速 r/min 满载转速 r/min 电动机
质量 kg 总传动比
1 Y112M-4 4.0 1500 1440 47 15.08
2 Y132M1-6
4.0
1000
960
73
10.05
比较两方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较 低，但总传动比较大。为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2。 电动机型号为Y132M1-6，同步转速为1000r/min 。由表2-19-1 (P189)和表2-19-2(P190)查得主要性能技术数据和安装尺寸： 额定功率P 0/kW 4.0 满载转速n 0/(r/min) 960 堵载转矩/额定转矩 2.0 电动机外伸轴直径D/mm 38 电动机外伸轴长度E/mm 80 电动机中心高H/mm 132
2.2分配传动比
总传动比： 05.105
.959600===
w n n i 据表2-11-1(P107)取链传动比： 5.223=i 则齿轮传动的传动比： 02.45
.205
.1023
12==
=
i i i 2.3传动装置的运动和动力参数计算
2.3.1各轴功率、转速和转矩的计算
0轴：即电动机的主动轴：
kW P P r 39.30==
min /9600r n =
m N n P T ?=?=?
=72.33960
39.39550955000
0 1轴：即减速器高速轴，与电动机轴采用联轴器链接，传 动比101=i ，查表2-11-1(P107)弹性联轴器的传动效率99.01=η， 则：
kW P P 36
.399.039.30101=?=?=η min /96001
1r i n n ==
m N n P T ?=?=?
=43.33960
36.39550955011
1 2轴：即减速器低速轴，动力从1轴到2轴经历了1轴上的
一对滚动轴承和一对齿轮啮合，故发生两次功率损耗，计算效 率时都要计入，查表2-11-1(P107)一对滚动轴承的传动效率利 率99.03=η，闭式齿轮传动的效率为97.02=η（暂定齿轮精度 为8级），则：
9603.097.099.012=?=η
kW P P 3.239603.036.31212=?==?
η min /81.38202
.4960
1212r i n n ===
m N n P T ?=?=?
=17.291238.81
3.2395509550222 3轴：即传动滚筒轴，动力从2轴到此轴经历了2轴上的一
对滚动轴承和开式滚子链传动，故发生两次功率损耗，计算效 率时都要计入，查表2-11-1(P107)一对滚动轴承的传动效率为
99.02=η，开式滚子链传动的效率为91.04=η，则：
9009.091.099.023=?=η
kW P P 91.29009.03.23
2323=?==?η min / 95.522.5
238.812323r i n n ===
m N n P T ?=?=?
=290.9495.52
2.91
95509550333 2.3.2各轴运动及动力参数列表 轴序号 功率P kW 转速n r/min 转矩T
N.m 传动 形式 传动比 i 效率
η 0
3.39
960
33.72
联轴器
1
0.99
1 3.36 960 33.43
齿轮传动
4.02
0.96
2 3.2
3 238.81 129.17
链传动
2.5
0.90
3 2.91 95.52 290.94
3. 传动零件的设计计算
3.1减速器以外的传动零件设计计算
3.1.1设计链传动 1）确定链轮齿数:
由传动比取小链轮齿数245.22292291=?-=-=i z , 因链轮齿数最好为奇数，251=z ；
大链轮齿数60245.212=?==iz z ,取,632=z 。 63,2521==z z 实际传动比：52.225
6312===z z i 52.2=链i 2）确定链条节距：
查表10-16(教材P166)得，工况系数=A K 1.0 小链轮齿数系数：
34.1192519z 08
.108
.11=??
? ??=?
?? ??=z K
取单排链，由表10-17(教材P166)取p K =1.0 由式p
z A K K P
K P ≥
0，得 kW P 2.410
.134.123
.30.10=??=
kW P 41.20=
因为78.2542=n r/min ，查图10-23(教材P164)，得选链号
No10A ，节距mm p 875.15=。 mm p 875.15= 3)计算链长：
初选：mm p a 635875.1540400=?== 链长：
节
125)22563(635875.1522563402)2(22
22
120120=-+++?=-+++=π
π
z z a p z z p a L p
取节126=p L 节126=p L 所以，链的中心距mm a 6350=
4)验算链速：
m/s 580.11000
60875.1581.2382510006021=???=?=p n z v
s m v /15<，适合。 5）选择润滑方式：
按s m v /580.1=,链号10A ，查图10-26(教材P167)选用滴 油润滑。
6）作用在轴上的力： 有效圆周力：
N v P F e 3.2044580
.123.310001000=?== N F e 3.2044=
作用在轴上的力：
N F F e Q 2.24533.20442.12.1=?=≈ N F Q 2.2453≈
7）链轮尺寸及结构：
分度圆直径
m m z p d 662.12625180sin
875
.15180sin 0
101===
mm d 662.1261= mm z p d 482.31863
180sin
875
.15180sin 0202===
mm d 482.3182= 3.2减速器以内的传动零件设计计算
3.2.1设计齿轮传动
1）材料的选择：
小齿轮选用40Cr ，调质处理，齿面硬度241—286HBS ， 大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度162—217HBS 。 计算应力循环次数：
9111021.2)283008(19606060?=??????==h jL n N
89
121050.502
.41021.2?=?==i N N
查图11-14(教材P187)，（允许一定点蚀）取
0.11=N Z ，06.12=N Z
由图11-15(教材P187)，得
0.121==X X Z Z
取0.1min =H S ，由图11-13(b)(教材P186)，得
MPa H 6701lim =σ,MPa H 5102lim =σ
许用接触应力：
[]MPa Z Z S
X N H H H 0.6700.10.10
.1670
11min
1lim 1
=??=
=σσ []MPa Z Z S
X N H H H 6.5400.106.10
.1510
22min
2lim 2
=??=
=σ
σ 因[][]
12H H σσ<，故取[][]MPa H H 6.5402==σσ []
MPa H 6.540=σ 2）按齿面接触强度确定中心距：
小轮转矩mm N T ?=334301， 初取1.12=t t Z K ε 取4.0=a ?， 由表11-5(教材P181)得：
MPa Z E 8.189=
由图11-7(教材P181)得：43.2=H Z
因为是减速传动，02.4==i u ，由式(11-17)(教材P182) 计算中心距：
[]
mm
Z Z Z u KT u a H
E H a t 73.1016.5408.18943.202.44.02334301.1)102.4(2)1(32
3
2
1=??
?
??????+=???
?
??+≥σ?ε
查表2-11-2(P108),在R40系列中取中心距a=125mm.
估算模数：
()()mm a m 5.2~735.011502.0~007.002.0~007.0=?==
取标准模数mm m n 2= ( 43p ) mm m n 2= 确定齿数： 小齿轮齿数：91.22)
102.4(2115
2)1(m a 21=+??=+=
u z
大齿轮齿数：10.9291.2202.412=?==uz z
取231=z ，922=z 。 922321==z z ， 实际传动比：
423
92
12===
z z i 实 4=齿i 传动比误差：
%05.0%10002
.4|
402.4|%100=?-=
?-=
?理
实理i i i i ， %5
mm z m d n 4623211=?==
mm z m d n 18492222=?==
圆周速度：
s m s m n d v /2/31.2106960
4610604
311>=???=?=
ππ 所以采用 油润滑 。 s m v /31.2=
由表11-6(教材P185),取齿轮精度为8级。 3）验算齿面接触疲劳强度： 计算载荷系数：
按电机驱动,载荷平稳,由表11-3(教材P176),取：
00.1=A K
计算s m vz /.530100/2331.2100/1=?=，由图11-2(b)(教 材P177)，按8级精度得：
06.1=νK
齿宽mm a b a 461154.0=?==?。
由图11-3(a)(教材P177)，按0.146/46/1==d b ，考虑 轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置得：
08.1=βK
由表11-4(教材P178)，得：
1.1=αK
载荷系数：
26.11.108.106.100.1=???==αβK K K K K v A 26.1=K
计算齿面接触应力：
由图11-4(教材P178)，得807.01=αε，929.02=αε， 所以：
736.121=+=αααεεε
查由图11-6(教材P180)得：
76.0=εZ
齿面接触应力：
[]
MPa
MPa u
u bd KT Z Z Z H
E H H 6.54041.36402.41
02.446463343026.1276.08.18943.2122
211=<=+???????=+=σσε
MPa H 41.364=σ 故在安全范围内。
4）校核齿根弯曲疲劳强度： 按231=z ， 922=z
由图11-10(教材P183)得：75.21=Fa Y ，21.22=Fa Y 由图11-11(教材P184)得，58.11=sa Y ，.7912=sa Y 由图11-12(教材P184)得，68.0=εY 由图11-16(b)(教材P187)，得，
MPa F 2851lim =σ ，MPa F 2012lim =σ
由图11-17(教材P188)，得，0.11=N Y ，0.12=N Y 由图11-18(教材P188)得,0.121==X X Y Y
取0.2=ST Y ，4.1min =F Y ，由式(11-25)(教材P188)计算许 用弯曲应力：
[]MPa Y Y S
Y
X N F ST F F 14.4070.10.14
.12
28511min
1lim 1
=???=
=σσ []
MPa F 14.4071=σ []MPa Y Y S
Y
X N F ST F F 0.4020.10.14
.12
20122min
2lim 2
=???=
=σσ []
MPa F 0.4022=σ []
MPa
MPa Y Y Y m bd KT F sa Fa F 14.40788.5768.058.175.22464633430
24.122111111=<=???????==
σσε MPa F 88.571=σ
故安全。
MPa
MPa Y Y Y Y F sa F Sa Fa F F 0.402][70.5256.175.279
.121.288.57211a 221
2=<=???
==σσσ MPa F 70.522=σ 故安全。
5）齿轮主要几何参数：
231=z ，922=z ，02.4=u ，mm m 2= mm mz d 4623211=?== mm mz d 18492222=?==
mm m h d d a a 5020.1246211=??+=+=*
mm m h d d a a 18820.12184222=??+=+=*
mm m c h d d a f 412)25.00.1(246)(211=?+-=+-=**
mm m c h d d a f 1792)25.00.1(2184)(222=?+-=+-=**
()()mm d d a 115198522
121
21=+=+=
齿宽mm b b 462==，取()mm b b 5410~521=+=
4. 轴的设计计算
4.1初步确定轴的直径和长度
4.1.1高速轴及联轴器的设计
1）初步选定减速器高速轴外伸段轴径：
根据所选电机mm D d 38==电机，则
()()()mm d d 38~64.29380.1~78.00.1~78.0=?==电机
2）选择联轴器：
联轴器所传递的标称扭矩：
m N n P T ?=?==72.33960
39
.39550955000
根据传动装置的工作条件拟选用LX 型弹性套柱销联轴器
(GB/T4323-2002)查表16-1(教材P268)， 取工作情况系数0.2=A K 计算转矩
m N T K T A c ?=?==44.6772.330.2
。因此选LX4号联轴器。
3)最后确定减速器高速轴外伸直径为mm d 30=。 mm d 30= 4)确定减速器高速轴各段轴径及密封
d=30mm,
m m
T GB P C m m c d d 35d 20071.13871/)143(8-15-2)
6.11)((4.36~8.34)4~3(111=-==+=得）由旋转唇形密封圈（）查表（ mm d 351=
按滚动轴承取标准直径 mm d 352= mm d 352=
mm d 403= mm d 403= mm d 504=。 mm d 504= 5) 确定减速器高速轴各段轴长
mm L L L 58-联轴器1=?= mm L 581=
mm L 562= mm L 562=
mm L 783= mm L 783= mm L 174= mm L 174= 6)选择高速轴的轴承
选择6207（GB/T276-1994） 型号联轴器； 轴承外径D=72mm
4.1.2 低速轴的设计计算
1）选择轴的材料
选择材料为45号钢，调质处理。
2）初步计算轴伸直径
mm n P A d 21.2681
.23823.311033
220=?=≥ 按一个键槽考虑，最小直径加大5%得
mm d 52.2705.121.26min =?=
取mm d 300= mm d 300=
()mm C d d 4.36~8.346.1)4~3(30)4~3(101=?+=+=
查表2-15-8(P143),
）20071.13871/由旋转唇形密封圈（-T GB
取mm d 381= mm d 351= 查表2-13-3(P131)，由圆锥滚子轴承（GB/T97-1994）
选择30208型号的圆锥滚子轴承。
mm d 352=
mm
d 352=
）
查表2-11-2(5.423mm d =(P108) mm d 5.423= ）
mm （5.50~5.480.2）4~3(5.42)4~3(d 134=?+=+=c d 取 mm 50d 4= mm d 504=
mm d 475= mm d 475=
mm d d 4036== mm d 406=
3）计算各段轴的长度
确定小链轮的毂孔直径和轮毂宽度
小链轮毂孔与轴伸配合安装，即毂孔直径等于轴伸直径。
mm d s 30=
查图2-20-3（P197）,链轮轮毂宽度
）
(60~4530)2~5.1(）2~5.1（链轮mm d L s =?== 取mm L 55链轮= mm L 55链轮= ）
(5.54~54)1~5.0(-55）1~5.0（-链轮1mm L L === 取mm L 541= mm L 541=
mm
L s e t K b L 184)(51222=++++++?+=δ mm L 1842=
mm B s b L 795123=++?+= mm L 793= 其中，轴承端面到箱体内壁距离41=s
mm L b L 4324=?-= mm L 434=
)(7.0345d d L -=
取整数mm L 45= mm L 45=
mm L 166= mm L 166= 轴总长度mm B L L L 217627=++= mm L 2177=
4.2轴的强度校核
4.2.1计算大齿轮上的作用力
转矩mm N T ?=129170
圆周力N d T F t 0.70218412917022=?== N F t 0.702= 径向力N F F t r 6.38820tan 0.702tan =?=?=α N F r 6.388=
4.2.2绘轴的受力简图，求支座反力
1）垂直面支座反力
据0=∑B M ，得
0)(332=-+l F l l R t Ay
M
b
a
c
e d
g
f
N 3512
323==+=
t t Ay F
l l l F R N 351=Ay R 根据0=∑Y F ,得N 351=By R N 351=By R
2）水平面支座反力 据0B =∑M ，得
0)()(332321=-++++l F l l R l l l F r Az Q
N R Az 75.127-= N R Az 75.127=
据0=∑Z ，得
N R Bz 75.127= N R Bz 75.127=
受力简图如图（b ） 4.2.3作弯矩图
1）垂直面弯矩M Y 图
C 点
mm N l R M Ay Cy ?=?==16848483512
垂直面弯矩图如图（c ）
2）水平面弯矩M Z 图 A 点
mm N l F M Q AZ ?=?==613224875.1271 C 点
mm N l R l F M AZ Q Cz ?=+=613221
水平面弯矩图如图（d ） 3）合成弯矩图
C 点
mm N M M M z y ?=+=2.17929
2
C 2C C ，
合成弯矩图如图（e ） 4.2.4作转矩图
mm N d
F T t ?=?
=1299702
mm N T ?=129970
转矩图如图（f ） 4.2.5作当量弯矩图
该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取6.0=α 当量弯矩
22)(T M M αυ+=
A 点
mm N T M M A A ?=+=6.80116)(22
αυ
C 点
mm N T M M C C ?=+=
6.80116)(22
αυ
D 点
mm N T M M D vd ?=+=77982)(22
α
当量弯矩图如图（g ） 4.2.6校核轴的强度
由以上分析可见,A 点弯矩值最大，而D 点轴
径最小，所以该轴危险断面是A 点和D 点所在剖面。
查表13-1(教材P218)得MPa b 650=σ 查表13-2(教材P224)得MPa b 60][1=-σ。 A 点轴径
[]
m m m m M d b
A A 5.4271.231.03
1
≤=≥-συ
安全。
D 点轴径
[]
mm M d b
D D 51.231.03
1
=≥-συ
该值小于原设计该点处轴的直径30mm,安全。
5. 滚动轴承的选择及其寿命验算
5.1低速轴轴承
1）选定轴承类型及初定型号 深沟球轴承（GB/T97-1994），型号6207：
查表得kN C r 5.130=，kN C r 8.19=。 2）计算径向支反力
N R R R AZ AY 53.3732
21=+=
N R R R BZ BY 53.373222=+=
取N R P 88.4101== 3）校核轴承寿命
h
h P f C f n L p t h 8400315000088.4102.124500181.23860106010363
6
>=??? ??????=???? ??= 故满足轴承的寿命要求。
6. 键联接的选择和验算
6.1减速器大齿轮与低速轴的键联接
1）键的材料、类型
键的材料选用45钢，选用A 型普通平键。 2）确定键的尺寸
查表2-12-13（P122）：选圆头普通平键12×8 键长L=(18-90）mm 取L=37mm 3）验算键的挤压强度
键和轴的材料为钢，轮毂材料为45钢，所以按钢校核键连 接的挤压强度。查表9-7(教材P135)，得许用挤压应力
[]MPa p
100=σ
键的计算长度mm b L l 251237=-=-=，由下式得
[]
MPa MPa dhl T p p 10079.6025
85.4212917044=<=???==σσ
该键安全。所以选键12×8×40 GB/T1096-2003。
6.2小链轮与减速器低速轴轴伸的键联接
1）键的材料、类型
键的材料选用45钢，选用A 型普通平键。 2）确定键的尺寸查表2-12-13（P122）， 选择普通平键10×45 GB/T1096-2003