機械設(shè)計課程設(shè)計帶式傳輸機的傳動裝置設(shè)計1

1、目 錄一 課程設(shè)計書2二 設(shè)計要求2三 設(shè)計步驟21、傳動裝置總體設(shè)計方案2、電動機的選擇3、確定傳動裝置的總轉(zhuǎn)動比和分配傳動比4、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5、帶傳動的設(shè)計6、直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計7、滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8、鍵連接設(shè)計9、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10、潤滑密封設(shè)計11、聯(lián)軸器設(shè)計四 設(shè)計小結(jié)31五 參考資料32一、 課程設(shè)計書設(shè)計課題:設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式斜齒圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,減速器小批量生產(chǎn),使用期限9年(300天/年),兩班制工作,三年一小修，五年一大修,車間有三相交流,電壓380/220v輸送帶從動軸的扭轉(zhuǎn)：4.6kw輸

2、送帶速度：0.5m/s卷筒直徑：400mm二、 設(shè)計要求1.減速器裝配圖一張(a0)。2.cad繪制軸、齒輪零件圖各一張(a4)。3.設(shè)計說明書一份。三、設(shè)計步驟（一）傳動裝置總體設(shè)計方案（二）電動機的選擇（三）確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（四）計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（五）帶傳動的設(shè)計（六）直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計（七）滾動軸承和傳動軸的設(shè)計（八）鍵聯(lián)接設(shè)計（九）箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計（十）潤滑密封設(shè)計（十一）聯(lián)軸器設(shè)計(一)傳動裝置總體設(shè)計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方

3、案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將v帶設(shè)置在高速級。 其傳動方案如下：圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇v帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率直齒圓柱齒輪傳動（7級精度）效率（兩對）為=滾動軸承傳動效率（三對）為=彈性聯(lián)軸器傳動效率=0.99帶式輸送機的傳動效率為=0.96=0.84（二）電動機的選擇1、電動機類型的選擇：y系列封閉式三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器）2、電動機功率選擇：據(jù)任務(wù)書中的輸送機的參數(shù)表知：工作滾筒的拉力工作機所需的功率=v/1000=1.822 kw帶式輸送機可取=0.96電動機至工作機的

4、總效率=0.84電動機所需工作功率為： /1.822/0.84kw2.17 kw3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：=23.9 r/min4、確定電動機型號綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量及減速器的傳動比，可知電動機型號y132s-6比較適合，額定功率為=3kw,滿載轉(zhuǎn)速=960 r/min。型號同步轉(zhuǎn)速額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kgy132s-61000r/min39602.02.063（三）確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置總傳動比為i/960/23.940.2高速軸的傳動比，低速級的傳動比，

5、取帶傳動比=3取減速箱的傳動比 =i/=40.2/3=13.4根據(jù)指導(dǎo)書（3-7）得 =則=4.2，=/=3.2（四）計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)滾筒軸的轉(zhuǎn)速 =24 r/min低速軸的轉(zhuǎn)速 24 r/min中間軸的轉(zhuǎn)速 =243.276.2 r/min高速軸的轉(zhuǎn)速 76.24.2=320 r/min誤差e= 在誤差允許范圍內(nèi)。2、各軸的輸入功率(kw)30.962.88kw2.880.980.972.74kw2.740.980.972.6kw=2.60.982.52kw電動機的額定功率為 =3kw直齒圓柱齒輪傳動（7級精度）效率為 =0.98彈性聯(lián)軸器傳動效率=0

6、.99帶式輸送機的傳動效率為=0.96滾動軸承傳動效率為=0.983、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 t(nm)9550/=86 nm9550/=343.4 nm9550/=1034.68 nm=9550/=1002.75 nm（五）帶傳動的設(shè)計計算1、確定計算功率 -計算功率，kw；-工作情況系數(shù)，見表8-7；p -所需傳遞的額定功率，如電動機的額定功率或名義的負載功率，kw。由于載荷輕微沖擊、二班制、空輕載啟動根據(jù)表8-7選擇 =1.2=3.024 kw2、選擇v帶的帶型根據(jù)，,和小帶輪轉(zhuǎn)速=960從圖8-11選取v帶的帶型為a型。3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1）初選小帶輪的基準直徑根據(jù)v帶的帶型，參

7、考表8-6和表8-8確定小帶輪的基準直徑=125mm2）驗算帶速=在525m/s范圍內(nèi)，帶充分發(fā)揮。3）計算大帶輪的基準直徑根據(jù)計算，并根據(jù)表8-8加以適當圓整得： 4）確定中心距a，并選擇v帶的基準長度根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距初定中心距 mm計算相應(yīng)的帶長=1816.25 mm根據(jù)表8-2選擇=1800 mm計算中心距a及其變動范圍傳動的實際中心距近似為考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要，給出中心距變動范圍取5）驗算小帶輪上的包角，包角合適。6）確定v帶的根數(shù)z查表8-4a和8-4b,并由內(nèi)插值法得查表8-5并由內(nèi)插值法得=0.95

8、查表8-2得=1.01故選z=3根帶。7）確定帶的初拉力由式（8-6），并計入離心力和包角的影響，可得單根v帶所需的最小初拉力為查表8-3得b型帶 ,故:單根普通帶張緊后的最小初拉力為對于新安裝的v帶，出拉力應(yīng)為；對于運轉(zhuǎn)后的v帶，初拉力應(yīng)為。8）計算帶傳動的壓軸力式中為小帶輪的包角。（六）直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計（一）高速級的一對齒輪的設(shè)計。1、選精度等級。材料及齒數(shù)（1）由設(shè)計說明書可知選用了斜齒輪傳動。（2）運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度（gb-10009588）（3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs。大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為2

9、40hbs。硬度相差40hbs（硬度均小于350hbs故為軟齒面）。（4）減速器為閉式齒輪傳動，為了提高傳動的平穩(wěn)性，減少沖擊振動，故選擇小齒輪數(shù)，大齒輪齒數(shù)2、按齒面接觸強度設(shè)計（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選1）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。=2）由表10-7選取齒寬系數(shù)。3）由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)。4）由圖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5）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。6）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1，安全系數(shù)s=1，由式（10-12）得 mpa mpa（2）計算1）試算小齒輪的分度圓直徑d

10、，由計算公式得=2）計算圓周速度3）計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬bb=60.661mm計算摸數(shù)=計算齒高hh=2.25=5.69mm計算齒寬與高之比 = =10.664）計算載荷系數(shù)k使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查圖10-8得動載系數(shù)k=1.04，k=1由表10-4查得的值與直齒輪的相同，由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.423由圖10-13得: k=1.35由表10-2查得故載荷系數(shù):k =1.251.0411.423=1.84995）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d=60.66=68.236）計算模數(shù)=3、按齒根彎曲強度設(shè)計由式

11、（10-5）（1）確定計算參數(shù)1)由圖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)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式（10-12）得 mpa mpa4）計算載荷系數(shù)5）查取齒形系數(shù)由表10-5查得6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得7)計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m=2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=68.23來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是

12、由：z=27 取=27那么z=4.232=139 取=113 4、幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=175將中心距圓整為175（2）計算大、小齒輪的分度圓直徑d=67.5 d=282.5 （3）計算齒輪寬度b=圓整的 mmmm（二）低速級的一對齒輪的設(shè)計。1、選精度等級。材料及齒數(shù)（1）與第一組齒輪設(shè)計類似由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs。大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs。硬度相差40hbs（硬度均小于350hbs故為軟齒面）。（2）減速器為閉式齒輪傳動，為了提高傳動的平穩(wěn)性，減少沖擊振動，故選擇小齒輪數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取772、按齒面接觸強度設(shè)計（1）

13、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選1）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。=2）由表10-7選取齒寬系數(shù)。3）由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)。4）由圖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5）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。6）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1，安全系數(shù)s=1，由式（10-12）得 mpa mpa（2）計算1）試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得=2）計算圓周速度3）計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬bb=96.12mm計算摸數(shù)=計算齒高hh=2.25=9.01mm計算齒寬與高之比 = =10.675）計算載荷系數(shù)k由表10

14、-2查得使用系數(shù)=1.25根據(jù),7級精度, 查圖10-8得動載系數(shù)k=1.02，k=1由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.423由由圖10-13得: k=1.35故載荷系數(shù):k =1.251.021.421=1.8146）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d=96.12=107.47）計算模數(shù)=3、按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-17）（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。2）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得；3）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得；4）由圖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；5）由圖10-18取彎

15、曲疲勞壽命系數(shù)，；6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式（10-12）得 mpa mpa7）計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m=3.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=107.4來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由：z=35.8 取=36那么z=3.236=115.3 取=1154、幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=226.5將中心距圓整為227（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d=108 d=345 （4）計算齒輪寬

16、度b=圓整的 mmmm（5）齒頂圓直徑，齒根圓直徑計算小齒輪： 大齒輪： 齒輪齒數(shù)z分度園直徑d/m齒寬b/m模數(shù)m高速級小齒輪2767.5752.5175大齒輪113282.570低速級小齒輪361081123226.5大齒輪115345107（七）滾動軸承和傳動軸的設(shè)計（一）高速軸的設(shè)計1)確定軸的材料選擇40cr,調(diào)質(zhì)處理，查得強度極限，屈服極限2）估算軸的最小直徑其中，表15-3查得。由于軸端有兩個鍵槽且直徑d的軸，軸徑增大10%-15%，將直徑增大15%。所以又因為裝小帶輪的電動機軸頸，高速級軸的第一段裝配大帶輪，所以取， 取大帶輪定位軸肩高度。取h=2.5mm 為便于軸承端蓋拆合，

17、取該段軸要安裝軸承，軸承選用6008型（,），即該段直徑，取考慮到軸承的定位，取，根據(jù)圖示取。此段軸與高速級小齒輪配合，取，。此段軸定位軸承，所以，。與軸承配合的軸段，選取同類型的軸承，則，。軸的結(jié)構(gòu)尺寸1234567軸頸30354045504540長度505018607210183）軸的強度校核4）作用在齒輪1上的圓周力徑向力5）計算垂直面的支反力6）計算垂直面彎矩7）計算水平面的支承力由得：8）計算水平面彎矩9）計算危險截面處軸直徑因為，所以該軸安全。軸的彎矩、扭矩及彎扭合成圖如下：（二）中間軸的設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)草圖1）確定軸的材料選擇45鋼,正火、回火處理，查得強度極限，屈服極限。2）估算軸

18、的最小直徑其中。由于軸上有兩個鍵槽且，應(yīng)增大（）。所以 3）各段軸的長度及直徑的確定：由于軸端與軸承裝配，所以應(yīng)符合軸承內(nèi)徑標準系列, 根據(jù)選用的6209軸承（b=19, d=85,d=45）,取。,取。：裝配低速級小齒輪，且那么取，。：定位高速級大齒輪，所以取，。：裝配高速級大齒輪，取，。：裝配軸承，選擇同類型的軸承，則，。軸的結(jié)構(gòu)尺寸12345軸頸4550605045長度221091067224）軸的強度校核作用在2、3齒輪上得圓周力徑向力5）計算垂直面的支反力6）計算垂直面彎距7）計算水平面的支承力8）計算水平面彎矩則合成彎矩9）計算危險截面當量彎矩 10）計算危險截面處軸的直徑其中。由

19、于，所以該軸是安全的。軸的彎矩、扭矩及彎扭合成圖如下：（三）低速級軸的設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)草圖1）確定軸的材料選擇45鋼,正火、回火處理，查得強度極限，屈服極限。2）估算軸的最小直徑其中。由于軸肩有兩個鍵槽且，應(yīng)將直徑增大10%15%所以 又因軸的最小端顯然與聯(lián)軸器裝配，根據(jù)聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑選取 考慮到聯(lián)軸器的定位與密封墊的配合，應(yīng)使。3）聯(lián)軸器的設(shè)計計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按，查表17-4選用lx5彈性聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度 與軸配合轂孔長度 半聯(lián)軸器孔徑 符合條件，則。為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設(shè)置軸肩，則，為了方便軸承的拆卸，取。該處安裝軸承，選擇軸承6015型（b=20;d=11

20、5;d=75）則，。軸承定位軸肩，取，由軸的結(jié)構(gòu)草圖得到。為使低速級大齒輪在軸向定位，取，。此段軸與低速級大齒輪裝配，取，因為要比齒輪寬少。此段軸安裝軸承，選擇同類型的軸承，則，。軸的結(jié)構(gòu)尺寸1234567軸頸65707580858075長度10750225010105224)軸的強度校核 作用在4齒輪上得圓周力徑向力 5)計算垂直面的支反力6)計算垂直面彎距7)計算水平面的支承力8)計算水平面彎矩則合成彎矩9）計算危險截面當量彎矩10）計算危險截面處軸的直徑其中。因為此軸的最小直徑，所以該軸是安全的。軸的彎矩、扭矩及彎扭合成圖如下：三根軸上的軸承數(shù)據(jù)如下表；軸承代號600840156817.

21、011.8620945198531.520.56015752011540.233.2（八）鍵連接設(shè)計軸名轉(zhuǎn)矩軸頸配合鍵的型號鍵的類型軸8630大帶輪：a型50高速級小齒輪：軸343.450高速級大齒輪：50低速級小齒輪：軸1034.665聯(lián)軸器：80低速級大齒輪：鍵的校核軸上的鍵：與大帶輪配合：（九）箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（ht200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1.機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2.考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接?/p>

22、池底面的距離h為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為r=3。機體外型簡單，拔模方便.4.對附件設(shè)計a 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6緊固b 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈

23、加以密封。c 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.d 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.e 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.f 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.g 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚為低速級中心距8.5mm箱蓋壁厚（0.

24、80.85）7mm箱蓋凸緣厚度11mm箱座凸緣厚度13mm箱座底凸緣厚度22mm地腳螺釘直徑m24地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑m12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）m10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10mm視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8mm定位銷直徑=（0.70.8）8mm，至外機壁距離查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表434mm22mm18mm，至凸緣邊緣距離查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表428mm16mm外機壁至軸承座端面距離=+（812）50mm大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離1.215mm齒輪端面與內(nèi)機壁距離10mm機蓋，機座肋厚 齒輪1頂圓與內(nèi)箱壁距離35mm齒輪4頂圓與內(nèi)箱壁距離15

25、mm齒輪1端面與內(nèi)箱壁距離 由高速軸結(jié)構(gòu)決定16.5mm齒輪4端面與內(nèi)箱壁距離由低速軸及齒輪4決定18mm（十）潤滑密封設(shè)計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用sh0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為h+h=30 =34所以h+=30+34=64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。（十一）聯(lián)軸器設(shè)計1.類型選擇為了隔離振動與與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2.載荷計算公