帶式輸送機傳動裝置設計課程設計說明

1、帶式輸送機傳動裝置設計課程 設計說明（機械設計課程設計說明書青島理工大學琴島學院課程設計說明書課題名稱：帶式輸送機傳動裝置設計學 院：機電工程系專業(yè)班級：機械設計制造及其自動化095學 號：學 生：指導老師：青島理工大學琴島學院教務處2011年12月 5日機械設計基礎課程設計評閱書題目帶式輸送機傳動裝置設計學生姓名學號指導教師評語及成績指導教師簽名：年 月 日答辯評語及成績答辯教師簽名：年 月日教研室意見總成績：室主任簽名：年 月 日機械設計綜合課程設計是重要的綜合性和實踐性的教學環(huán)節(jié)，在機械工程學科中占 有重要地位，它是理論應用于實際的重要實踐環(huán)節(jié)。本課程設計培養(yǎng)了我們機械設計中 的總體設計

2、能力，將機械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動 力學分析、機械零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設 計實踐訓練，使課程設計與機械設計實際的聯(lián)系更為緊密。此外，它還培養(yǎng)了我們機械 系統(tǒng)創(chuàng)新設計的能力，增強了機械構思設計和創(chuàng)新設計。本課程設計的設計任務是展開式二級圓柱齒輪減速器的設計。減速器是一種將由電 動機輸出的高轉速降至要求的轉速比較典型的機械裝置，應用非常廣泛。本課程設計高度采用現(xiàn)代化的設計手段，使用AutoCAD環(huán)境下運行的計算機輔助設 計平臺，進行傳動設計、圓柱齒輪傳動設計、軸的結構設計、軸承的選擇、軸承端蓋設 計、軸系零件緊固件設計、減速器

3、基本附件以及基本連接件的設計等，使得設計高度地 自動化，將現(xiàn)代計算機技術與我們傳統(tǒng)的機械設計理論及實際相聯(lián)系，提高了設計效率。借此機會，對本次課程設計的各位指導老師以及參與校對、幫助的同學表示衷心的 感謝。3摘 要III1設計任務41.1 課程設計的目的41.2 課程設計要求413課程設計的數(shù)據42傳動系統(tǒng)方案的擬定52.1 方案簡圖和簡要說明52.2 電動機選擇52.3 傳動比分配62.4 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算73傳動零件的設計計算83.1 齒輪傳動的主要參數(shù)和幾何參數(shù)計算83.2 軸的設計計算（初估軸頸、結構設計和強度校核）103.3 滾動軸承選擇和壽命計算153.4 鍵連接選擇

4、和校核173.5 聯(lián)軸器的選擇和計算183.6 潤滑和密封形式的選擇184箱體及附件的結構設計和選擇19總 結21參考文獻22(機械設計課程設計說明書1設計任務1.1課程設計的目的該課程設計是繼機械設計課程后的一個重要實踐環(huán)節(jié)，其主要目的是：(1)綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題, 進一步鞏固和拓展所學的知識(2)通過設計實踐，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，熟 悉掌握機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。(3)通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料, 進行全面的機械設計基本技能的能力的訓練。1. 2課程設計

5、要求(1)選擇電動機型號；(2)確定傳動的主要參數(shù)及尺寸；(3)設計減速器；(4)選擇聯(lián)軸器。(5)設計箱體，理論結合實際。具體作業(yè)：(1)減速器裝配圖一張；(2)零件工作圖二張(齒輪,軸)；(3)設計說明書一份。1. 3課程設計的數(shù)據課程設計的題目是：帶式輸送機減速系統(tǒng)設計數(shù)據：T=900N*m,V=L3m/s,D=380mm,硬齒面斜齒輪。工作條件：帶式輸送機連接單向運轉，載荷變化不大，空載啟動，傳送帶誤差 ±5%,室內工作，有粉塵，使用年限10年，工作時間為2班制(每班8小時計算)， 大修期為3年，在大中型機械廠中可小批生產量2傳動系統(tǒng)方案的擬定2.1方案簡圖和簡要說明用于帶式

6、運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器。傳動裝置簡圖c如下圖2-1所示。級展開式圓柱齒輪減速器2. 2電動機選擇2. 2. 1類型和結構型式：Y160M-6系列三相異步電動機，為臥式封閉結構。2. 2.2電動機所需工作功率2 （kW）為 Pd=%工作機所需功率匕（kW）為 =FV/1000=6.1581kw傳動裝置的總效率為17 =宿/琮Z 按機械設計/機械設計基礎課程設計表2-4確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率 % =0.99,共兩個。滾動軸承效率（一對）/71 = 0.99 ,共三對?；瑒虞S承效率（一對）7?4 = 0.96 o閉式齒輪傳動效率（共有2個）小=0.97,代入得77 = 0.86所需電

7、動機功率為P =7, 16Kw因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率匕略大于？即可。由機械設計/機械設計基礎課程設計表20-1, Y系列（IP44）三相電動機電動機技術數(shù)據，選電動機的額定功率七為 7. 5kWo卷筒軸工作轉速60x1000V nu / .皿=65r/ min7d）通常，二級圓柱齒輪減速器總傳動比的范圍為i； =36 ,故電動機轉速的可選范圍 為x2 = 585 2340故此處選'同步轉速為1000r/min.2. 2. 3電動機的技術數(shù)據和外形、安裝尺寸2. 3.1總傳動比j = % = 14,922. 3. 2分配傳動裝置各級傳動比選高速級齒輪的傳動比為低速級齒輪傳動比的13倍

8、，即心=13”?？汕蟪?z12 = 4.40i23 = 3.392. 4傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算2. 4. 1 0軸（電動機軸）：= 7.5Kvuy =970/7 min丸=73.842V.zm2. 4.2 1軸（高速軸）：Pi = 7.425Kw% =970/7 min7 = 7 3 AON.m2. 4.3 2軸（中間軸）：p2 =7A3Kwn2 = 220" minT2=31QN.m2.4.4軸（低速軸）：p3 = 6.85Kwn. =65r/min JT3 = 1006N.m運動和動力參數(shù)的計算結果加以匯總，列出表2如下:表2-1各軸運動和動力參數(shù)軸名功率P/kW轉矩 r

9、/（N-m）轉速n/ （r/min）傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸7.573. 8497014. 403. 391軸7.57. 42573. 1073. 109700. 962軸7. 4257. 133103102200. 993軸7.13110061006650. 973傳動零件的設計計算3.1 齒輪傳動的主要參數(shù)和幾何參數(shù)計算考慮到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪 材料均用45Gr,熱處理均為調質處理及表面淬火，且大、小齒輪的齒面硬度分別為 4855HRC；初選螺旋角為14度；初步規(guī)劃該減速器的使用壽命為10年，每年按300天計算，第I、n、ID公差

10、 組精度分別為7、7、7；鑒于該減速器有輕微震動，空載啟動，兩級圓柱齒輪的使用系數(shù)均取1.0。3. 1. 1高速級齒輪傳動設計由前面運動及動力參數(shù)的計算結果知高速級齒輪傳動的最大傳遞功率為7. 5kW, 小齒輪最高轉速為970r/min.最大扭矩為T=1006r/mino閉式齒輪的小齒齒數(shù)乙e 20,401 .定齒輪類型、精度等級、材料極其齒數(shù)(1)按設計給定的方案，選用斜齒圓柱齒輪(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，固選7級精度(3)小齒輪材料為40Cr (調質)，硬度為55HRC大齒輪材料為45Gr (調質)，硬度為48HRC(4)選石=24,則0=1062 .按齒面接觸強度設計12KT

11、, u± ZLZH 2 心念丁宜T)選K, =1.6小齒輪傳遞的轉距為7； =73100 N.m£選齒寬系數(shù) =0.8 ,由表查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =188.9例尸潛由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=1100加尸，大齒輪的觸疲勞強度為=1100由式N = 60,八Lh計算應力循環(huán)次數(shù)M =3.3989x1()9N,=* = 7.72x108 u取接觸疲勞壽命系數(shù)K/m = 0.88kHN2 = 0.92取效率為1 % ,區(qū)域系數(shù)Z=2. 433安全系數(shù)S=l,則匕 =O'"，11" = 968Mpa s匕 ,="N2 %

12、,m2 =1Q1 2Mp S"卜 J+ J=990Mp,2(2)計算 帶入b的值，求得小齒輪分度圓直徑4“的最小值為di】=36.09 nun圓周速度:計算齒寬:60x1000 = 28.872/?=1.83m/5計算齒寬與齒高比：模數(shù)叫"=5* = 1.464齒高 h=2. 25*1. 46=3. 285mmA-= 8.79h計算載荷系數(shù)：根據v=L83m/s, 7級精度，查得動載系數(shù)4=1.05對于斜齒輪 Ka=K於= 1.2查得使用系數(shù)七=1,用插值法查得7級精度小齒輪非對稱布置時,K即=1.297由，= 8.79, K即= 1.297 可查得弓.=1.25故載荷系數(shù)

13、K = KAKvKHaKHp =1.634校正分度圓直徑：4 =% = 36.34計算模數(shù)：mn = .":二 2 = 1.47 mm43 .按齒根彎曲強度計算:3彎曲強度的設計公式為 吟尸1f2%黨曳）V中遙溫 回crFEl = 620MPa分£2 = 620A/P4。"I %=093取彎曲疲勞安全系數(shù)5 = 1.4,由式(10-21)得 =403Mpa crF2 =42mpa載荷系數(shù)K = KAKvKUaKFp = 1.575查取齒形系數(shù)rFfll = 2.592查取應力校正系數(shù)%n= L596丫3=2.17=1.8028圓整%=0.010265=0.0094

14、95mn >1.353%=15，Z = 23.5irun取 Z1 = 23 ,貝!) z?=4, =101幾何尺寸計：分度圓直徑:4 =35.61cl2 =156.39分度圓直徑:中心距：齒輪寬度：中心距:齒輪寬度:B = ddx =0.8-35.61 = 28.488 mm圓整之后取用=35 mm B, = 30?？至此，高速級齒輪的計算完畢。用同樣的方法計算低速級直齒輪的尺寸 %=2.54 = 56.70d = 193.30?2d-l + da . ca = - = 1252B =凡=0.8-56.7 = 45.36/ a 3By = 50ntm為=45 mm3. 2軸的設計計算（初

15、估軸頸、結構設計和強度校核）1 .軸的結構尺寸設計根據結構及使用要求該軸設計成階梯軸,共分7段?？紤]低速軸的載荷較大，材料選用45,熱處理調質處理,取材料系數(shù)4=112"min = 5294nin=53各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表：表3-1低速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據和過程計算結果第1段"mm = A）聆= 52.9（考慮鍵槽影響）. 4nm =53?？L （由聯(lián)軸器寬度尺寸確定）56105第2段=4 +2x0. k/jL = 11 ? - 1 + / + Bq + /q + /6250第3段4由軸承尺寸確定（軸承預選30311 7；=14）k6563

16、第4段4 = 4 + 2 x 2.54 = 4 - 4 - 4 - 4 - 4 - L7042第5段4 =% +2x0.%8212第6段4，L® = L-k-J-k-k-.k7747第7段/由軸承尺寸確定（軸承預選30313 ）L65363.2.2中間軸的軸系結構設計1 .軸的結構尺寸設計根據結構及使用要求該軸設計成階梯軸且為齒輪軸，共分五段,其中第II段和第 IV段為齒輪,如圖3-2所示：由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸，因此其材料須與齒輪材料相同,均為合 金鋼，熱處理為滲碳淬火，對于非外伸軸，計算時取較大的材料系數(shù)A值，估算的軸頸 可作為安裝齒輪處的直徑。所以，有該軸的最大軸徑

17、為："max = A)=40.1 limnmax其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:表3-2中間軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據和過程計算結果第1段由軸承尺寸確定（軸承預選 30307 T=22. 75）4=8+43545.75第2段”,=+2x0.16/, 考慮到鍵槽 Ln =齒寬4028第3段4 = 42 + 2 X 0. 1”24815Ln = A4第4段齒輪軸4 =齒寬50第5段4="k =。一 與3 一%1- A +43 +約3542. 753.2.3高速軸的軸系結構設計 L軸的結構尺寸設計根據結構及使用要求該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分5段,。由于

18、結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為合金鋼,熱處理為氮化,取材料系數(shù)112所以，有該軸的最小軸徑為:=22.07mm“min = 23"min =考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%, Tca = 125 N.m因為要與聯(lián)軸器配合，選取聯(lián)軸器為TL5因此取4 =25其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表：表3-3 高速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據和過程計算結果第1段心噴/'=（1 + 6%）4（考慮鍵槽影響，聯(lián)軸器配合）4 （由聯(lián)軸器寬度尺寸確定）2542第2段d2 = 4 + 2 x 0. k/jJ = l? Aj T3+I + 穌

19、+，o + /2850第S段43由軸承尺寸確定（軸承預選30307 7； =14）3034第4段齒輪軸4110第5段d5由軸承尺寸確定（軸承預選30so7 T3 =14）L30293. 2. 4低速軸的強度校核圖3-4低速軸受力分析對軸進行受力分析，并作出軸的彎矩和扭矩圖，如圖35所示。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出危險截面是Co先計算出截面處的Mr、 Mt及M的值列于下表表3-4 低速軸受力數(shù)據載荷水平面H垂九面V支反力F%i=6193N= 42167VEvri=2323N &r2=1581N彎矩MM i =501611 N.mmMr = 239679 N.nvn總彎矩M=53

20、5784N.扭矩T7 = 1006N.，按彎扭合成應力校核軸的強度根據軸的彎扭合成強度條件，取c = 0.6,軸的計算應力=MPa =23.53Mpa查得前己選定軸的材料為45鋼，調質處理。由機械設計表<r,1J = 7OMPa o 因此-1c。川，故安全。Mi皿皿1皿Will皿皿皿皿lllllll WMMBmmillDlMin0cm圖3-5受力分析3. 3滾動軸承選擇和壽命計算3. 3.1軸承的選擇1、由軸的設計總體思想可知，本設計中均采用圓錐滾子軸承30000字型號；2、根據校對結果，三根軸都選用中窄系列，以滿足其受力，各軸承選用中力求經濟、合理；3、由于向心推力球軸承受力后將產生一

21、派生力，為使各軸上齒輪傳動平穩(wěn)，盡量減 小齒輪處軸的彎曲變形，故結構設計中均采用面對面安裝方式。圖3-6低速軸上軸承3. 3. 2軸承的壽命計算（大修期為三年，Lh=17520h）由前面計算得:月、=1543N%= 105W所以工i=1265NFrl = 278N由5=77，取 Y= 1. 9, e=0. 31,匕> =1.1 41計算得%=332.89N52=73N,.%=& =73N凡=分+幾=3165.6%P = /p(* +)心)= 3165 .6Kwc = 25.293 <C"1()63. 4鍵連接選擇和校核選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的

22、齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據中間軸：d=40mm高速軸：d 2 =25mm低速軸：d 5 =5 5mmd4 =70mm查課本凡6表6-1取：中間軸：12X8X20高速軸：8X7X28 低速軸： 16X12X3020X12X25校和鍵聯(lián)接的強度查課本表%表6-2得%=110s 120Mp。取%=110MPa鍵工作長度中間軸：l2=L2-b2= 12高速軸：乙=4-4=21低速軸：=4 一& = 18/3=4一% = 13鍵與輪轂鍵槽的接觸高度» E 珈27； X 1()3 2x462.38x1000 。八中 間軸： = = 80.44MP“ <o-lKJd、 5,5

23、x38x55高速軸:27； x 1()3<9低速軸：K3=0.5 h3=44=0.5 h3=4MPa< <TpMPa< % 27；xl0 =_27；xl0 =K313d3三者都合適取鍵標記為：中間軸：鍵 2： 12X8 GB/T1096-79高速軸：鍵 1： 8X7 GB/T1096-79低速軸：鍵 3： 16X12GB/T1096-79 鍵 3： 20X 12 GB/T1096-793. 5聯(lián)軸器的選擇和計算載荷計算：公稱轉矩：T=1006N*m選取工作情況系數(shù)為：Ka=.3所以轉矩 Tca = KJ = 1.3x1006= 1307000 N - mm因為計算轉矩小

24、于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以選取TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱 轉矩為2000Nm,孔徑長度為J型107mm。3. 6潤滑和密封形式的選擇3. 6.1、潤滑方式的確定由于所設計的減速器的雙級圓柱齒輪減速器，兩個大齒輪的轉速均不高。減 速器的齒輪采用浸油潤滑，由于高、低速級的大齒輪心,北）的尺寸不同，因而浸油深 度就不一樣。為了使兩齒輪均潤滑良好，并考慮到X很小,約0.7v,低速級大齒輪浸油深度可多一些，!分度圓半徑（從齒輪向上 算起），取仁3苦'21"”,取h=20mm,這樣Z?也有10皿的浸油深度,潤滑油能 帶到嚙合面上;潤滑才靠。3 6.2、軸承潤滑由于浸油零件（Z2, Z4

25、）的圓周速度小，濺油功用不大，且I軸速度較高 （1440%而），發(fā)熱也較大，為了減少各軸承之間的磨擦，減少磨損和發(fā)熱量，考慮 到壽命只三年，一般不需拆卸，故采用油脂潤滑軸承。3. 6. 3、潤滑劑的選擇齒輪的潤滑：由于軸承的潤滑是油脂潤滑， 對齒輪：選用齒輪油SYB1103-625冬用 HL-20Eioo2.7-3.2夏用 HL30Eioo4.04. 5對軸承:選用鈉基潤滑脂（GB49265）3. 6. 4、油的密封及防止脂的稀釋由于軸承采用脂潤滑，為了防止沿齒合面的齒輪擠出的熱油流入軸承，靠小齒輪軸 的軸承采用了檔油板（第I軸上）。第n、m軸上部裝有大齒輪,而大齒輪是浸在油中的,為了防止箱內

26、的油進入軸 承,稀釋脂,故采用了甩油環(huán)結構。嵌入式軸承蓋不用螺栓聯(lián)結，結構簡單，但密封性差。在軸承蓋中，設置。型密封圈 能提高其密封性能，適用于油潤滑。另外，采用嵌入式軸承蓋時，利用墊片調整軸向 間隙要開啟箱蓋。4箱體及附件的結構設計和選擇減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構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.為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面 粗糙度為3 .機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10,圓角半徑為R=3。機體

27、外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計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M8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，以便放油，放油 孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面, 并加封油圈加以密封。C油標：油標位在便于觀察減速替油面及油面穩(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：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便

28、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.減速器機體結構尺寸如表4-1下:名稱符號計算公式結果箱座壁厚(7b = 0.025。+ 3>88箱蓋壁厚6<t1 =0.02« + 3>88箱蓋凸緣厚度仇=1.5(7,.2箱座凸緣厚度bb = .5cr .2箱座底凸緣厚 度b2A = 2.5b 一<0地腳螺釘直徑dfd r = 0.036 a + 12J16地腳螺釘數(shù)目n查手冊4軸承旁聯(lián)接螺 栓直徑44 = 0.75%J12機蓋與機座聯(lián) 接螺栓直徑d2,二(0. 50.6)*J8軸承端蓋螺釘4%= (0405)J直徑*10視孔蓋螺釘直d= (0. 30.4)1徑*626d f 9 4， "2 至卜a查機械課程設機壁距離計指導書表42216小刈至凸緣邊r查機械課程設24緣距