機械設計課程設計設計說明書膠帶式輸送機傳動裝置（含圖紙）機械設計課程設計設計說明書膠帶式輸送機傳動裝置（含圖紙）

1、機械設計課程設計設計說明書圖紙聯(lián)系qq153893706設計題目 膠帶式輸送機傳動裝置設計者 俞培鋒 班級 07機制02 學號 3070611056 指導老師 時間 2010.05 目錄一、 設計任務書 3二、 傳動方案擬定 4三、 電動機的選擇 4四、 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 6五、 高速級齒輪傳動計算 7六、 低速級齒輪傳動計算 12七、 齒輪傳動參數(shù)表 18八、 軸的結(jié)構(gòu)設計 18九、 軸的校核計算 19十、 滾動軸承的選擇與計算 23十一、 鍵聯(lián)接選擇及校核 24十二、 聯(lián)軸器的選擇與校核 25十三、 減速器附件的選擇 26十四、 潤滑與密封 28十五、 設計小結(jié) 29十六、 參

2、考資料 29一.設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）1 電動機2聯(lián)軸器3二級圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器5卷筒6運輸帶 原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號04運送帶工作拉力f/n2200運輸帶工作速度v/(m/s)0.9卷筒直徑d/mm3001.工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，室內(nèi)工作，有粉塵；2.使用期：使用期10年；3.檢修期：3年大修；4.動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220v;5.運輸帶速度允許誤差：5%；6.制造條件及生產(chǎn)批量：中等規(guī)模機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 設計要求1.完成減速器裝配圖一張（a0或a1）。2.繪制軸、齒輪零件圖各一張。3.編寫設計計算說明書一份。

3、二. 電動機設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案本組設計數(shù)據(jù)：第四組數(shù)據(jù)：運送帶工作拉力f/n 2200 。運輸帶工作速度v/(m/s) 0.9 , 卷筒直徑d/mm 300 。1.外傳動機構(gòu)為聯(lián)軸器傳動。2.減速器為二級同軸式圓柱齒輪減速器。3.該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為y系列三相交流

4、異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。三電動機的選擇1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380v。2.確定電動機效率pw 按下試計算 試中fw=2200n v=0.9m/s 工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率取 代入上試得 電動機的輸出功率功率 按下式 式中為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由試 由表2-4滾動軸承效率=0.99：聯(lián)軸器傳動效率= 0.99：齒輪傳動效率=0.98（7級精度一般齒輪傳動）則=0.91所以電動機所需工作功率為 因載荷

5、平穩(wěn)，電動機核定功率pw只需要稍大于po即可。按表8-169中y系列電動機數(shù)據(jù)，選電動機的核定功率pw為3.0kw。3.確定電動機轉(zhuǎn)速按表2-1推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000的y系列電動機y132s,其滿載轉(zhuǎn)速為960r/min,電動機的安裝結(jié)構(gòu)形式以及其中心高,外形尺寸,軸的尺寸等都在8-186,表8-187中查的。四.計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1.總傳動比為 2.分配傳

6、動比 考慮潤滑條件等因素，初定 ，3. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉(zhuǎn)速 i軸 ii軸 iii軸 卷筒軸 4.各軸的輸入功率 i軸 ii軸 iii軸 卷筒軸 5.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩i軸 ii軸 iii軸 工作軸 電動機軸將上述計算結(jié)果匯總與下表，以備查用。項目電動機軸軸軸工作軸轉(zhuǎn)速（r/min）960960205.5757.2657.26功率p（kw）2.322.302.232.162.12轉(zhuǎn)矩t（nm）22.9823.94103.60360.25353.58傳動比i14.673.571效率0.990.970.970.93五. 高速級齒輪的設計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.按簡圖

7、所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)。3.材料選擇。由機械設計，選擇小齒輪材料為40gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4.選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) 取1). 按齒輪面接觸強度設計1. 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。2. 按齒面接觸疲勞強度設計，即 1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.試選載荷系數(shù)。2.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設計選取齒寬系數(shù)。4.由機械設計表10-6查得材

8、料的彈性影響系數(shù)。5.由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6.計算應力循環(huán)次數(shù)7.由機械設計圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)；。8.計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)s=12.設計計算1.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2.計算圓周速度。 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) 齒高 3.計算載荷系數(shù)查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8得動載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得7級精度查機械設計，小齒輪相對支承非對稱布置由b/h=9.331 由圖10-13得故載荷系數(shù) 4.校正分度圓直徑由機械設計5.計算

9、齒輪傳動的幾何尺寸1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強度設計，公式為1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1.由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2.由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，3.計算彎曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，應力修正系數(shù),得4.計算載荷系數(shù)k5.查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、由機械設計表查得；6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大7.設計計算 對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模

10、數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.358并就進圓整為標準值=2mm 接觸強度算得的分度圓直徑=43.668mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪 取這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。2.集合尺寸設計1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。3.輪的結(jié)構(gòu)設計小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用實心打孔式結(jié)構(gòu)大齒輪的有關尺寸計算如下：軸孔直徑43mm 輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 輪緣厚度 板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取齒輪工作圖如下圖所示六. 低速級齒輪的設計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)

11、1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)。3.材料選擇。由機械設計，選擇小齒輪材料為40gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4.選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) 取2). 按齒輪面接觸強度設計 1. 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 2. 按齒面接觸疲勞強度設計，即 1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.試選載荷系數(shù)。2.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設計選取齒寬系數(shù)。4.由機械設計表

12、10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5.由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6.計算應力循環(huán)次數(shù) 7.由機械設計圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)；。8.計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)s=1 2.設計計算1. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2.計算圓周速度。 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h3.計算載荷系數(shù) 查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8得動載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得7級精度查機械設計，小齒輪相對支承非對稱布置由b/h=9.33 由圖10-13得故載荷系數(shù) 4.校正分度圓直徑 由機械設

13、計，5.計算齒輪傳動的幾何尺寸1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強度設計，公式為 1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1.由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2.由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，3.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，應力修正系數(shù),得 4.計算載荷系數(shù)k5.查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、由機械設計表查得；6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大7.設計計算 對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的魔術大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，

14、僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.22并就進圓整為標準值=2.5mm 接觸強度算得的分度圓直徑=70.626mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪 取這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。2.集合尺寸設計1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。3.輪的結(jié)構(gòu)設計 大齒輪采用實心打孔式結(jié)構(gòu) 大齒輪的有關尺寸計算如下：軸孔直徑48mm 輪轂長度 與齒寬相等輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 取輪緣厚度 腹板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取齒輪工作圖如下圖所示 七.齒輪傳動參數(shù)表名稱符號單

15、位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm125160傳動比i4.673.59模數(shù)mmm22.5壓力角2020齒數(shù)z22210328100分度圓直徑dmm44206670250齒頂圓直徑damm4821075255齒根圓直徑dfmm3920163.75243.75齒寬bmm50457570旋向左旋右旋右旋左旋材料40cr4540cr45熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度hbs280240280240 八.軸的結(jié)構(gòu)設計1.初選軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼，熱處理為正火回火。 1軸 ，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，取d1=302軸 ，取d2=353軸 ,取d3=382.初選軸承1軸選軸承

16、為302072軸選軸承為302073軸選軸承為30208各軸承參數(shù)見下表：軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/knddbdada動載荷cr靜載荷cor30207357217426254.263.530208408018476963.074.03.確定軸上零件的位置和固定方式1軸：由于高速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將高速軸取為齒輪軸，使用圓錐滾子軸承承載，一軸端連接電動機，采用彈性柱銷聯(lián)軸器。2軸：高速級采用實心齒輪，采用上端用套筒固定，下端用軸肩固定，低速級用自由鍛造齒輪，自由鍛造齒輪上端用軸肩固定，下端用套筒固定，使用圓錐滾子軸承承載。3軸：采用自由鍛造齒輪，齒輪上端用套筒固定，下端

17、用軸肩固定，使用圓錐滾子軸承承載，下端連接運輸帶，采用凸緣聯(lián)軸器連接。4.各軸段長度和直徑數(shù)據(jù)見下圖九.軸的校核計算1. 1軸強度校核1 1). 高速軸的強度校核由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由工程材料及其成形基礎表查得抗拉強度=735mpa2）.計算齒輪上受力（受力如圖所示） 切向力徑向力3）.計算彎矩水平面內(nèi)的彎矩：垂直面內(nèi)的彎矩：故 取=0.6， 計算軸上最大應力值： 故高速軸安全，合格。彎矩圖如下：2 1). 低速軸的強度校核由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由工程材料及其成形基礎表查得抗拉強度=735mpa2）.計算齒輪上受力（受力如圖所示） 切向力徑向力3）.計算彎矩水

18、平面內(nèi)的彎矩：垂直面內(nèi)的彎矩：故 取=0.6， 計算軸上最大應力值： 故低速軸安全，合格。彎矩圖如下：中間軸的校核，具體方法同上，步驟略，校核結(jié)果合格。十.滾動軸承的選擇及壽命校核考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承軸30207兩個，軸30207兩個，軸選用30208兩個 (gb/t297-1994) 壽命計算：軸 1.查機械設計課程設計表8-159，得深溝球軸承30207 2.查機械設計得 x=1, y=03.計算軸承反力及當量動載荷：在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 所以軸承所受得總載荷由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷：4.已知預期得壽命 10年，兩

19、班制基本額定動載荷所以軸承30207安全，合格軸 1.查機械設計課程設計表8-159，得深溝球軸承30208 2.查機械設計得 x=1, y=03.計算軸承反力及當量動載荷：在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 所以軸承所受得總載荷由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷：4.已知預期得壽命 10年，兩班制基本額定動載荷所以軸承30208安全，合格。中間軸上軸承得校核，具體方法同上，步驟略，校核結(jié)果軸承30207安全，合格。十一.鍵聯(lián)接選擇及校核1.鍵類型的選擇選擇45號鋼，其許用擠壓應力=1501軸左端連接彈性聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為32mm，軸段長56mm，所以選擇單圓頭普通平鍵

20、(a型)鍵b=8mm,h=7mm,l=45mm2軸軸段長為73mm，軸徑為43mm，所以選擇平頭普通平鍵（a型）鍵b=12mm,h=8mm,l=63mm軸段長為43mm，軸徑為43mm，所以選擇平頭普通平鍵（a型）鍵b=12mm,h=8mm,l=35mm3軸軸段長為68mm，軸徑為48mm，所以選擇圓頭普通平鍵（a型）鍵b=14mm,h=9mm,l=58mm右端連接凸緣聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為38mm，軸段長78mm，所以選擇單圓頭普通平鍵(a型)鍵b=10mm,h=8mm,l=69mm2.鍵類型的校核1軸t=23.94n.m ，則強度足夠， 合格2軸t=103.60n.m ， 則強度足夠，

21、合格3軸t=360.25n.m ，則強度足夠， 合格,均在許用范圍內(nèi)。十二.聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器1.減速器進口端 選用tx3型（gb/t 5014-2003）彈性套柱銷聯(lián)軸器，采用z型軸孔，a型鍵，軸孔直徑d=2230mm,選d=30mm,軸孔長度為l=45mm2.減速器的出口端 選用gy5型（gb/t 5843-2003）彈性套柱銷聯(lián)軸器，采用y型軸孔，c型鍵，軸孔直徑d=5071mm,選d=50mm,軸孔長度為l=60mm十三.減速器附件的選擇1.箱體設計名稱符號參數(shù)設計原則箱體壁厚100.025a+3 =8箱蓋

22、壁厚180.02a+3 =8凸緣厚度箱座b151.5箱蓋b1121.51底座b2252.5箱座肋厚m80.85地腳螺釘型號dfm160.036a+12數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1m120.75 df箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑尺寸d2m12（0.5-0.6）df連接螺栓的間距l(xiāng)160150200軸承蓋螺釘直徑d38（0.4-0.5）df觀察孔蓋螺釘d46（0.3-0.4）df定位銷直徑d9.6（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距離c122c1=c1mind2至凸緣邊緣距離c216c2=c2mindf至外箱壁距離c326df至凸緣邊緣距離c424箱體外壁至軸承蓋座端面的距離l153c1+ c2

23、+(510)軸承端蓋外徑d2101 101 106軸承旁連接螺栓距離s115 1 40 139注釋：a取低速級中心距，a160mm2.附件為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。 名稱規(guī)格或參數(shù)作用窺視孔視孔蓋130100為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。圖中檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為q235通氣器通氣螺塞m101減速

24、器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設通氣器。材料為q235軸承蓋凸緣式軸承蓋六角螺栓（m8）固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為ht200定位銷m938為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側(cè)聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。材料為45號鋼油面指示器油標尺m16檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器，采用2型 油塞m201.5換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈（耐油橡膠）。材料為q235起蓋螺釘m1242為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面