皖西學院機械設計課程設計(帶式輸送機傳動裝置設計)

1、 機械設計課程設計 目 錄一 、 總體方案設計. . 2二 、設計要求 . 2三 、 設計步驟 .1. 傳動裝置總體設計方案 . .22. 電動機的選擇. .33. 計算傳動裝置的傳動比及各軸參數的確定. .44. 齒輪的設計 . .65. 滾動軸承和傳動軸的設計. .8 附：兩根軸的裝配草圖. .166.鍵聯(lián)接設計. .187. 箱體結構的設計. .198.潤滑密封設計 . .20四 、 設計小結 . .20五 、 參考資料 . .21一 、總體方案設計課程設計題目：帶式運輸機傳動裝置設計（簡圖如下1V帶傳動2電動機3-圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器5輸送帶6滾筒1.設計課題：設計一用于帶式運輸上的

2、單級圓柱齒輪減速器。運輸機連續(xù)工作，使用壽命 5年，每年365天，每天24小時，傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的1.25倍，輸送帶速度允許誤差為+_5%。2.原始數據：題號3第一組運送帶工作拉力F/KN運輸帶工作速度v/(m/s)滾筒直徑D/mm1.91.6400二、設計要求1減速器裝配圖1張(三視圖，A1圖紙)；2.零件圖兩張（A3圖紙，齒輪，軸，箱體）；3.設計計算說明書1份(8000字左右）。三、設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案1）外傳動機構為V帶傳動。2）減速器為一級展開式圓柱齒輪減速器。3) 方案簡圖如下圖： 1V帶傳動；2電動機；3圓柱齒輪減速器； 4聯(lián)軸器；5輸送帶；

3、6滾筒一傳動方案擬定：采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比需求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能。適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。2、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，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。2）選擇電動機的容量工作機的有效功率為從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由機械設計基礎課程設計指導書表2-3可知：1：帶傳動 0.96（球軸承）2：齒輪傳動的軸承 0.99 （8級精度一般齒輪傳動）3：齒輪傳動 0.97（彈性聯(lián)軸器）4：聯(lián)軸器 0.975：卷筒軸的軸承 0.986：卷筒的效率 0.96所以電

4、動機所需工作功率為 3）確定電動機轉速 V帶傳動的傳動比i1=(2-4)，單級齒輪傳動比 i2 =(3-5)，一級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為i=（6-20），而工作機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為： 根據電動機類型、容量和轉速，由機械設計基礎課程設計指導書附錄8，附表8-1選定電動機型號為Y132M1-6。其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/min)Y1600M1-84720 2.0 2.0Y132M1-6 4 960 2.0 2.0 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000的電動機，所以電動機的類型為

5、Y132M1-6。3.計算傳動裝置的傳動比及各軸參數的確定(1)傳動比為 （ 為電動機滿載轉速，單位：r/min ） 分配各級傳動比時由機械設計基礎課程設計指導書表22圓柱直齒輪傳動比范圍i1=（35）V帶傳動范圍（24）取值i0=3所以i=131).各軸的轉速 I軸 n1 = II軸 卷筒軸 nm為電動機的滿載轉速r/min；n1n2為I軸II軸 （I軸高速軸II軸為低速軸）的轉速，i0電動機至I軸的傳動比，i1為I軸至II軸的傳動比。 2).各軸的輸入功率 電動機軸 w軸I 滾筒軸 3）.各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩為： I軸 II軸 滾筒軸 將上述計算結果匯總如下表所示：軸名功率P/

6、kw轉矩T/(N·m)轉速n/(r/min)傳動比效率I軸3.552 106.0132030.97II軸3.2 40076.441180.90卷筒軸3.01 376.2576.4電動機3.736.89604.齒輪的設計1） 選擇齒輪材料及精度等級小齒輪選用45鋼調質，硬度為220-250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170-210HBS。因為是普通減速器，由表10.21選9級精度，要求齒面粗糙度 R3.26.3.（2）按齒面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用式（10.22）求出d1值。確定有關參數與系數：1）、轉矩T1 2）、載荷系數K查表10.11取K=1.1 3

7、）、齒數z1齒寬系數小齒輪的齒數z1取為25，則大齒輪齒數z2=100.因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表10.20選取。 4）、許用接觸應力 由圖10.24查得 由表10.10查得SH=1。 查圖10.27得 由式（10.13）可得 故 由表10.3取標準模數m=2.5。 （3）計算主要尺寸 經圓整后取b2=65。 （4）按齒根彎曲疲勞強度校核 由式（10.24）得出，如則校核合格。 確定有關系數與參數：1） 齒形系數YF查表10.13得 YF1=2.65，YF2=2.18。2） 應力修正系數YS查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.80。3） 許用彎曲應力 由圖

8、10.25查得 。由表10.10查得 。由圖10.26查得 。由式（10.14）可得 故齒輪彎曲強度校核合格。（5）驗算齒輪的圓周速度v 由表10.22可知，選9級精度是合適的。（6）計算幾何尺寸及繪制齒輪零件工作圖。 略。將上述計算結果整理如下表所示：名稱小齒輪(mm)大齒輪(mm)分度圓直徑d62.，5250齒頂高2.52.5齒根高3.753.75齒全高h6.256.25齒頂圓直徑64.5252齒根圓直徑55242.5基圓直徑58.73234.92中心距a156.25傳動比i45 V帶的設計 （1）確定計算功率Pc 由表8.21查得KA=1.3，由式（8.12）得 （2）選取普通V帶型號根

9、據Pc=7.15kW、n1=960r/min， 由圖8.12選用B型普通V帶。 （3）確定帶輪基準直徑dd1、dd2根據表8.6和圖8.12選取dd1=140mm，且dd2=140mmddmin=125mm。大帶輪基準直徑為 按表8.3選取標準值dd2=500mm，則實際傳動比i、從動輪的實際轉速分別為 從動輪的轉速誤差率為 在 以內為允許值。（4）驗算帶速v 帶速在525m/s范圍內。（5）確定帶的基準長度Ld和實際中心距a 按結構設計要求初定中心距a0=1500mm。由式（8.15）得由表8.4選取基準長度Ld=4000mm。由式（8.16）的實際中心距a為 中心距a的變化范圍為 （6）校

10、驗小帶輪包角 由式（8.17）得 （7）確定V帶根數z由式（8.18）得根據dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.10，根據內插法可得取P0=2.82kW。由式（8.11）得功率增量為由表8.18查得Kb=根據傳動比i=3.35，查表8.19得Ki=960r/min則由表8.4查得帶長度修正系數Kl=1.13，由圖8.11查得包角系數Ka=0.95，得普通V帶根數圓整得z=4。（8）求初拉力F0級帶輪軸上的壓力FQ由表8.6查得B型普通V帶的每米長質量q=0.17kg/m，根據式（8.19）得單根V帶的初拉力為由式（8.20）可得作用在軸上的壓力FQ為（9）帶輪的結構設計按本章8

11、.2.2進行設計（設計過程及帶輪零件圖略）。（10）設計結果選用3根B-3150GB/T 115441997的V帶，中心距a=968mm，帶輪直徑dd1=140mm，dd2=469.0mm，軸上壓力FQ=2067.4N。6.傳動軸的設計齒輪軸的設計 (1) 確定輸入軸上各部位的尺寸（如圖） (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45并經調質處理，硬度217255HBS軸的輸入功率為PI= 4.03 KW 轉速為n=286.57 r/min根據機械設計基礎P265表14.1得C=107118.又由式（14.2）得：d(3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該

12、增加3%5%，取D1=30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 則第一段長度L1=60mm右起第二段直徑取D2=38mm根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=20mm（因為軸承是標準件，所以采

13、用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6）右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為d5=67.5mm，分度圓直徑為62.5mm，齒輪的寬度為70mm，則，此段的直徑為D5=67.5mm，長度為L5=70mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=48mm長度取L6= 10mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6） 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的

14、大小、方向： 小齒輪分度圓直徑：d1=62.5mm作用在齒輪上的轉矩為：T= 9.55×106·P/n=134300N·mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×134300/250=1074.40N 求徑向力FrFr=Ft·tan=1074.40×tan200=391.05NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸上支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：FA=FB=Ft/2 =537.2N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么FA=FB =Fr/2=195.525 N（

15、6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA×24=53.352 N·m 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×24=19.2 N·m 合成彎矩： （7）畫轉矩圖：T1 =138.952N·m （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=100.825 N·m ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0

16、.1·D43)=100825/(0.1×483)=9.11 Mpa <-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=83.371/(0.1×403)=13 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下： 2.輸出軸的設計計算確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）(2)按扭轉強度估算軸的直徑(1) 由前面計算得，傳動功率P2=4.207kw, n2=76.19r/min工作單向，采用深溝球軸承支撐。由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率故選用45剛并經調質處理， 硬度2172

17、55HBS根據課本（14.2）式，并查表14.1，得d(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，?。?1.9747.18），根據計算轉矩T= 9.55×106·P/n=527.324 N·mTc=RA×T=1.3×527324=685.49N·m查標準GB/T 50142003，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=112mm,軸段長L1=84mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)

18、軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6011型軸承，其尺寸為d×D×B=55×90×18，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=32右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=62mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm ,長度取L5=11.5mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm，長度L6=1

19、8mm(4) 按彎扭合成強度校核軸徑按設計結果畫出軸的結構草圖（圖a）1） 畫出軸的受力圖（圖b）2） 作水平面內的彎矩圖（圖c支點反力為）截面處的彎矩為MHI=2003.3×97/2=97160N·mm截面處的彎矩為MHII=2003.3×23=46076N·mm3） 作垂直面內的彎矩圖（圖d）支點反力為FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145截面處的彎矩為 MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm截面處的彎矩為MrII =FVB·23=729.145

20、15;23=16770.3N·mm4)合成彎矩圖（圖e）MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mmMII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm5） 求轉矩圖（圖f） T=9.55×106×P/n=9.55×106×4.207/76.19=527324 N·mm求當量彎矩6） 因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數為0.6截面: MeI=( 609252+(0.6×5273242）1/2=322200 N·mm截面：MeII=(

21、 490332+(0.6×5273242）1/2=320181 N·mm8)確定危險截面及校核強度由圖可以看出，截面可能是危險截面。但軸徑d3> d2，故也應對截面進行校核。截面：eI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa截面：eII=MeII/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa查表得-1b=60Mpa,滿足e-1b的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定余量。其受力圖如下7滾動軸承設計根據條件，軸承預計壽命Lh5×365×24=43800小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載

22、荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=391.05NP=fp Fr=1.1×391.05=430.155N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本P284頁，選擇6208 軸承 Cr=29.5KN根據課本式15-5有算得Lh=187589.7743800預期壽命足夠此軸承合格其草圖如下：2.輸出軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=391.05N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值（3）選擇軸承型號查課本P154頁，選擇6011軸承 Cr=30.2KN由課本式11-3有預期壽

23、命足夠此軸承合格8、鍵的設計1）聯(lián)軸器的健a、選擇鍵的型號：C型鍵 由軸徑d1=45mm，在表14.8查得鍵寬b=14mm，鍵高h=9mm，L=36160mm。 L=54mm（1.61.8）d=7281mm l1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得jy1=4T/(dhl1) =4×525.87×1000/（45×9×47）=110.47MPa【jy】=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得)b、寫出鍵的型號：選鍵為C14×70GB/T1096-19792）齒輪鍵的選擇a、選擇鍵的型號：A型鍵軸徑d4=60mm，為了使加工方便應盡量

24、選取相同的鍵高和鍵寬。但強度不夠。查表14.8得鍵寬b=18mm， h=11mm，L=50200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mmjy2=4T/(dhl2)=4×525.87×1000/（45×11×38）=111.79MPa【jy】=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得)b、寫出鍵的型號：取鍵A18×80GB/T1096-19793）輸入端與帶輪鍵選軸徑d4=30mm，查表14.8取鍵10×8。即b=10，h=8，L=50l2=L-10=60-10=50mmjy2=4T/(dhl2)=4×138

25、.95×1000/（30×8×50）=46.317【jy】9、聯(lián)軸器的選擇1）、計算聯(lián)軸器的轉矩由表16.1查得工作情況系數K=1.3由式16.1得主動端 TC1=KT2 =1.3×400=520N·m  從動端TC2=KTW =1.3×376·=488.8N·mTm=1250N·m（附表.）由前面可知： dC =40.2344.37mm又因為d=C（1+0.05） =（40.2344.37）（1+0.05） =42.2446.59mmn2=76.r/minn=4000r/min由附表9.4可確

26、定聯(lián)軸器的型號為彈性柱銷聯(lián)軸器2）確定聯(lián)軸器的型號HL4 GB5014-。 由其結構取 L=11.5 d=55 D=6410.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，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，齒頂到油池底面的距離H大于40mm。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8mm，圓角半徑為R=

27、5。機體外型簡單，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：由于減速器運轉時，機體內溫度

28、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，以便達到體內為壓力平衡。 E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。 F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。11. 潤滑密封設計 對于單級圓柱齒輪減速器，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。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的