機械設計說明說帶式運輸機的傳動裝置的設 計

1、湖南工業(yè)大學課 程 設 計目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設計任務書共1頁2課程設計說明書共1頁3課程設計圖紙 3張45課程設計任務書內容及任務一、設計的主要技術參數(shù)：帶的圓周力：F=2900N；帶的帶速：v=1.2m/s，滾筒直徑300mm進行帶式運輸機的傳動裝置的設計設計幾種傳動方案并進行分析、比較和選擇； 對選定傳動方案進行運動分析與綜合，并選擇出最佳的傳動方案；三、設計工作量編寫說明書一份。進度安排起止日期工作內容12月15日12月16日設計方案分析，電動機的選擇，運動和動力參數(shù)設計12月17日12月19日齒輪及軸的設計，軸承及鍵強度校核，箱體結構及減速器的設計12

2、月21日12月25日零件圖和裝配圖的繪制 12月29日文檔排版及修改主要參考資料銀金光 劉楊 主編 機械設計 北京交通大學出版社 銀金光 劉楊 主編 機械設計課程設計 北京交通大學出版社 指導教師（簽字）： 2015年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 2015年 月 日機 械 設 計 課 程 設 計設計說明書帶式運輸機的傳動裝置的設計 目錄 一、機械設計課程設計任務書4二、電動機的選擇5三、傳動參數(shù)的計算7四、高速齒輪的設計8五、低速齒輪的設計13六、高速軸的設計18七、中間軸的設計22八、低速軸的設計26九、高速軸軸承的校核30十、中間軸軸承的校核32十一、低速軸軸承的校核33 十二、各軸

3、上鍵的校核35 十三、潤滑和密封3614、 設計小結371、 機械設計課程設計任務書1.設計任務設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器。2傳動系統(tǒng)總體方案（見圖1）帶式輸送機由電動機驅動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1電動機；2聯(lián)軸器；3兩級圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5滾筒；6輸送帶3工作條件帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5；二班制（每班工作8h），要求減速器設計壽命為10年，大修

4、期為1年，大批量生產；三相交流電源的電壓為380/220V。個人設計數(shù)據(jù)輸送帶最大有效拉力為 2900 F（N） 輸送帶工作速度為 1.2 v（m/s） 輸送機滾筒直徑為 300 D（mm）2、 電動機的選擇 Y系列電動機是一般用途的全封閉自扇冷式三相異步電動機，具有效率 高、性能好、噪聲小、振動小的優(yōu)點，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和 無特殊要求的機械上。1、確定功率 （1）、工作機所需功率 取=0.96 ( 2 )、電動機至工作機的總效率 取圓柱齒輪傳動效率 取滾動軸承傳動效率 取聯(lián)軸器傳動效率 故 （3）、所需電動機的功率 (4)、按電動機的額定功率選用電動機 查Y系列（IP44）

5、三相異步電動機的技術數(shù)據(jù) 選定型號為Y160L-6的電動機 其額定功率為 滿載轉速2、傳動比的分配 工作機輸送帶滾筒轉速 總傳動比 取高速級傳動比 低速級傳動比三、傳動參數(shù)的計算 1、各軸的轉速 n （r/min） 高速軸的轉速 中間軸的轉速 低速軸的轉速 滾筒軸的轉速 2、各軸的輸入功率P (KW) 高速軸的輸入功率 中間軸的輸入功率 低速軸的輸入功率 滾筒軸的輸入功率3、各軸的輸入轉矩 T (N*m ) 高速軸的輸入轉矩 中間軸的輸入轉矩 低速軸的輸入轉矩 滾筒軸的輸入轉矩電機軸軸軸軸滾筒軸功率P/KW1110.8910.4610.059.75轉矩T/(N*m)107.22107.2247

6、1.171548.021501.81轉速n/（r/min）970970210.96262傳動比i14.63.41效率；0.990.980.980.994、 高速級齒輪的設計1、設計參數(shù)： 輸入功率,小齒的轉速 傳動比 工作壽命10年（設每年工作300天） 兩班制，工作平穩(wěn) 2、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按照任務書的傳動方案，選用標準斜齒圓柱齒輪傳動 （2）輸送機為一般工作機器，速度不高， 故選用7級精度（GB 1009588） （3）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS， 大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 （4

7、）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取齒數(shù)為 （5）初選螺旋升角3、按齒面接觸強度設計 按公式試算，即 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 試選齒寬系數(shù)小齒輪傳遞轉矩 區(qū)域系數(shù) 端面重合度系數(shù) 材料的彈性影響系數(shù) 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 應力循環(huán)次數(shù) 取接觸疲勞壽命系數(shù) 失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 許用接觸應力（2）代入?yún)?shù)數(shù)值并計算 試算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 計算齒寬b及模數(shù) 計算縱向重合度 計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù) 根據(jù)v=3.458m/s 7精度 得動載系數(shù) 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑 計算模數(shù)4、按齒根彎曲強度設計(1)確定計算參數(shù) 根據(jù)縱向重合度 查得螺

8、旋影響系數(shù) 計算當量齒數(shù) 查小齒輪彎曲疲勞強度極限 查大齒輪彎曲疲勞強度極限 查大小齒輪的疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1.4 查取齒形系數(shù) 查取應力校正系數(shù) 計算大小齒輪的值，并比較 小齒輪： 大齒輪： 大齒輪的數(shù)值比較大 （2）代入?yún)?shù)數(shù)值并設計計算 取 按計算齒數(shù) 取 則 取5、幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為 （2）按中心距修正螺旋角 因為值改變不多，故參數(shù) 等不必修正 （3）大小齒輪分度圓 取整 取整 （4）齒輪寬度 取整后取 五、低速齒輪的設計1、設計參數(shù)： 輸入功率,小齒的轉速 傳動比 工作壽命10年（設每年工作300天）2、選定齒輪類型、精度等

9、級、材料及齒數(shù)（1）按照任務書的傳動方案，選用標準斜齒圓柱齒輪傳動（2）輸送機為一般工作機器，速度不高， 故選用7級精度（GB 10095 88）（3）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS， 大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取齒數(shù)為（5）初選螺旋升角 3、按齒面接觸強度設計 按公式試算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值試選 齒寬系數(shù) 小齒輪傳遞轉矩 選取區(qū)域系數(shù)端面重合度系數(shù) 材料的彈性影響系數(shù) 小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限 應力循環(huán)次數(shù) 取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為1%，

10、安全系數(shù)S=1 許用接觸應力（2）代入?yún)?shù)數(shù)值并計算 試算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 計算齒寬b及模數(shù) 計算縱向重合度 計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù) 根據(jù)v=1.166m/s 7精度 得動載系數(shù) 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑 計算模數(shù)4、按齒根彎曲強度設計 (1)確定計算參數(shù) 根據(jù)縱向重合度 查得螺旋影響系數(shù) 計算當量齒數(shù) 查小齒輪彎曲疲勞強度極限 查大齒輪彎曲疲勞強度極限 查大小齒輪的疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1.4 查取齒形系數(shù) 查取應力校正系數(shù) 計算大小齒輪的值，并比較 小齒輪： 大齒輪： 大齒輪的數(shù)值比較大（2）代入?yún)?shù)數(shù)值并設計計算 取 按計算齒數(shù) 取 則 取

11、5、幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為（2）按中心距修正螺旋角 因為值改變不多，故參數(shù) 等不必修正（3）大小齒輪分度圓 取整 取整 （4）齒輪寬度 取整后取 6、 高速軸的設計1、高速軸的主要設計參數(shù) 軸的輸入功率 轉速 轉矩 2、齒輪上的作用力 小齒輪的分度圓直徑 圓周力 徑向力 軸向力3、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理。取 選擇聯(lián)軸器 計算聯(lián)軸器的轉矩, 取 則 查標準（GB/T 5843-1986），選用YL7型凸緣聯(lián)軸器，其 公稱轉矩為160000N*mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取軸第一段 半聯(lián)軸器長度L=92mm，半聯(lián)軸器與軸配合的軸徑長度4、軸的結構設

12、計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故 取2-3段的直徑為；左端用擋圈定位，取擋圈直徑為D=37mm。1-2軸段的長度應比軸徑長度略短一些，故取 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承33208，其尺寸為d*D*T=40mm*80mm*32mm,故， （3）軸上零件的周向定位 齒輪采用齒輪軸，半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。采用平鍵為 8mm*7mm*32mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸

13、的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸。取軸端倒角 各軸肩處取圓角半徑為2mm5、求軸上的載荷做出彎矩圖和扭矩圖如下從軸的結構圖以及彎矩扭矩圖可以看出齒輪軸的中間截面是危險截面。將此截面的數(shù)值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=860N,FNH2=2293.5NFNV1=423.3N,FNV2=761.7N彎矩MMH=172000N*mmMv1=84660N*mm，Mv2=57127.5N*mm總彎矩M1=191706.3N*mm, M2=181238.9N*mm扭矩TT1=107220N*mm6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)軸

14、單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6 軸的計算應力為 而查出，因此，故軸的設計滿足彎扭強度要求。七、中間軸的設計1、中間軸的主要設計參數(shù) 軸的輸入功率 轉速2、齒輪上的作用力 小齒輪的分度圓直徑 圓周力 徑向力 軸向力 大齒輪的分度圓直徑 圓周力 徑向力 軸向力 3、初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。 取 該軸上有兩個鍵槽，故最小軸徑增大11%，則 軸的最小直徑是裝在滾動軸承上的，故初選滾動軸承。軸承同時受到徑 向和軸向的作用力，故選用單列圓錐滾子軸承，選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承32309，其尺寸為d*D*T=45mm*100mm*38.25

15、mm 故取軸的第一段4、 軸的結構設計 （1）擬定在軸上的裝配方案，如下圖（2）根據(jù)軸向定位及高速軸位置的要求確定軸的各段直徑和長度 數(shù)值如下表：(單位：mm)軸徑d 軸長l1-2段2-3段3-4段4-5段5-6段6-7段7-8段1-2段2-3段3-4段4-5段5-6段6-7段7-8段45556560555045321912116884532（3）軸上零件的定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。 選小齒輪的平鍵為18mm*11mm*100mm, 選大齒輪的平鍵為 16mm*10mm*50mm 選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公

16、差為m6。 軸端倒角為2*45，各軸肩處的圓角半徑為2mm 軸的結構圖如下：5、求軸上的載荷 做出彎矩圖和扭矩圖如下：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=4872N,FNH2=358.8NFNV1=2373.9N,FNV2=-395.6N彎矩MMH1=433608N*mmMH2=27448.2N*mmMv1=211277.1N*mm，Mv1=72970.7N*mmMv2=30263.4N*mm總彎矩M1=482342.1N*mm, M1=439705.2N*mm M2=40856.8N*mm扭矩TT2=471170N*mm6、按彎扭合成應力校核軸的強度 由彎矩扭矩圖可知，小齒輪的中間截面是危

17、險截面，故只校核此截面的 強度 M1取大值。根據(jù)軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6 軸的計算應力為而查出，因此，故軸的設計滿足彎扭強度要求。8、 低速軸的設計1、低速軸的主要設計參數(shù) 軸的輸入功率 轉速 2、齒輪上的作用力 齒輪的分度圓直徑 圓周力 徑向力 軸向力 3、初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。 取 低速軸端上有一個鍵槽，故軸徑增大6%，則 選擇聯(lián)軸器 計算聯(lián)軸器的轉矩, 取 則查標準（GB/T 5843-1986），選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器， 其公稱轉矩為3150000N*mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取軸第的最后一段的直徑為65mm 半聯(lián)軸器與軸配合

18、的軸徑長度 4、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖 （2）根據(jù)軸向定位及中間軸位置的要求確定軸的各段直徑和長度 數(shù)值如下表：(單位：mm)軸徑d軸長l1-2段2-3段3-4段4-5段5-6段6-7段7-8段1-2段2-3段3-4段4-5段5-6段6-7段7-8段707580907570653532.511112124.570105（3）軸上零件的定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。 選齒輪的平鍵為 22mm*14mm*90mm 聯(lián)軸器的鍵為18mm*11mm*90mm 選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合 來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為

19、m6。軸端倒角為2*45，各軸肩處的圓角半徑為2mm軸的結構圖如下：5、求軸上的載荷 做出彎矩圖和扭矩圖如下：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5688.6N,FNH2=2650.7NFNV1=2651.8N,FNV2=511.5N彎矩MMH=506285.4N*mmMv1=236010.2N*mm，Mv2=97696.5N*mm總彎矩M1=558592.6N*mm, M2=515625.4N*mm扭矩TT3=1548020N*mm6、按彎扭合成應力校核軸的強度 由彎矩扭矩圖可知，齒輪的中間截面是危險截面，故只校核此截面的強度 根據(jù)軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6 軸的計

20、算應力為而查出，因此，故軸的設計滿足彎扭強度要求。九、高速軸軸承的校核1、設計參數(shù) 軸上齒輪受切向力 ，徑向力 ,軸向力 齒輪分度圓 轉速預期壽命 初選兩個軸承型號均為33208 2、求兩軸承受到的徑向載荷 3、求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力 查表得，Y=1.7 e=0.36 故兩軸承計算系數(shù)均為 X=0.4 Y=1.7 軸承運轉只有輕微振動，故取則 4、驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算故該軸承滿足壽命要求，為了避免浪費，可選為30208，經(jīng)檢驗，仍符合要求10、 中間軸軸承的校核 1、設計參數(shù) 軸上齒輪受切向力 ， 徑向力 , 軸向力 齒輪分度圓 轉速

21、預期壽命 初選兩個軸承型號均為32309 2、求兩軸承受到的徑向載荷 3、求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力 查表得，Y=1.7 e=0.35 故兩軸承計算系數(shù)為X1=1 Y1=0 X2=0.4 Y2=1.7 軸承運轉只有輕微振動，故取 則 4、驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算故該軸承滿足壽命要求，為了避免浪費，可選為30309，經(jīng)檢驗，仍符合要求11、 低速軸軸承的校核 1、設計參數(shù) 軸上齒輪受切向力 ，徑向力 , 軸向力 齒輪分度圓 轉速 預期壽命 初選兩個軸承型號均為30314 2、求兩軸承受到的徑向載荷 3、求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承

22、派生軸向力 查表得，Y=1.7 e=0.35 故兩軸承計算系數(shù)為X1=0.4 Y1=1.7 X2=1 Y2=0 軸承運轉只有輕微振動，故取 則 4、驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算故該軸承滿足壽命要求，為了避免浪費，可選為30214，經(jīng)檢驗，仍符合要求12、 各軸上鍵的校核1、高速軸上聯(lián)軸器的鍵為8mm*7mm*32mm 轉矩 由于 故此鍵滿足擠壓強度要求2、中間軸上鍵為18mm*11mm*100mm和16mm*10mm*50mm 轉矩由于 故此鍵滿足擠壓強度要求由于 故此鍵滿足擠壓強度要求3、低速軸上的鍵為22mm*14mm*90mm和18mm*11mm*90mm 轉矩 由于

23、故此鍵滿足擠壓強度要求 由于 故此鍵滿足擠壓強度要求十三、潤滑和密封1.潤滑方式的選擇在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻散熱防銹沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。齒輪圓周速度：高速齒輪低速齒輪 由于V均小于4m/s，而且考慮到潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、 不易流失。所以軸承采用脂潤滑，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。2.潤滑油的選擇由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用ZGN2潤滑脂。3.密封方式的選擇輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標準制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調整毛氈密封效果，它的結構簡單，所以用氈圈油封。十四 設計小結機械設計課程設計是一個非常重要環(huán)節(jié)，它