带式输送机传动装置设计说明书..

1、机械设计课程设计说明书青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书课题名称：带式输送机传动装置设计 学院：机电工程系11-5 班专业班级：机械设计制造及其自动化学 号：20110201181学 生：聂圣杰指导老师：李明涛青岛理工大学琴岛学院教务处2014 年 06 月 28 日机械设计基础课程设计评阅书题目带式输送机传动装置设计学生姓名聂圣杰学号20110201181指导教师评语及成绩指导教师签名：年 月日答辩评语及成绩答辩教师签名：年 月日教研室意见总成绩：室主任签名：年月日机械设计课程设计说明书机械设计课程设计是学生第一次较全面的在机械设计方面的训练，也是机械设计 课程的一个重要教学环节，其目的是：

2、第一、通过机械设计课程设计，综合运用机械设 计课程和其它有关先修课程的理论和知识， 结合生产实际知识，培养分析和解决一般工 程实际问题的能力，并使学生知识得到巩固，深化和扩展。第二、学习机械设计的一般 方法，掌握通用机械零件部件、机械传动装置和简单机械的设计原理和过程，第三、进 行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。机械设计课程设计的题目是二级减速器的设计，设计内容包括：确定传动装置总体设计方案，选择电动机；计算传动装置运动和动力的参数；传动零件，轴的设计计算； 轴承，联轴器，润滑，密封和联接件的选择与

3、校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘 制装配工作图及零件工作图；编写设计说明书；毕业设计总结；最后完成答辩。关键字：传动，轴承，装配I目录摘 要 I.1 设计任务 11.1设计内容 11.2原始数据 12 传动系统方案的拟定 22.1方案简图和简要说明 22.2电动机选择 22.3传动比分配 32.4传动系统的运动和动力参数的计算 43 传动零件的设计计算 53.1齿轮传动的主要参数和几何参数计算 53.2轴的设计计算（初估轴颈、结构设计和强度校核） 113.3联轴器的选择和计算 173.4润滑和密封形式的选择 174 箱体及附件的结构设计和选择 19总 结 21致 谢 22参考文献 23机械

4、设计课程设计说明书1设计任务工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，两班制工作，使用期限 10年，输送带速度容许误差为凸。F-带式输送机驱动卷筒的力矩为 900N m;v-带速为1.2m/s；D-卷筒直径为370mm1.1设计内容(1) 确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；(2) 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；(3) 传动系统中的传动零件设计计算；(4) 绘制减速器装配图1张(A0或A1);(5) 齿轮及轴的零件图23张(A3)12原始数据运行力矩T (n m): 2.7KN运行速度 V ( m/s): 1.95m/s卷筒直径D (mm): 360mm1机

5、械设计课程设计说明书2传动系统方案的拟定2.1方案简图和简要说明图2-12622电动机选择1) 选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用 丫系列一般用途的三相异步电动机2) 选择电动机的容量(1) 滚筒所需功率Pw:T 900F4.8KND/2270/2Pw=Fv=4.8 1.2=5.8kw(2-1)滚筒的转速nw60 1000v60 1000 1.2nw62r / min兀D兀汇370(2) 电动机输出功率Pd(3) 电动机至滚筒之间传动装置的总效率为n1 12 3 21234式中，1、2为从电动机至卷筒之间的各传动结构与轴承的效率，由表(2-2)(2-3)(2-4)2-4;查卷筒轴滑动得：

6、弹性联轴器1二0.99 ;滚动轴承 2 =0.99 ;圆柱齿轮传动3二0.97 ；轴承4 =0.96 ；则=0.982 0.993 0.972 0.96 : 0.858故p=pW=_Ll8 =6.7 6w（2-5）n 0.858（4）电动机的额定功率P由表20-1选取电动机的额定功率P = 7.5kw。3）电动机的转速为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的范围。由表2-1查得圆柱齿轮传动比范围i =36，则电动机的转速可选范围为nd 二 nw i = 936 3744r / min可见同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1

7、000r/min ， 1500r/min ， 3000r/min的三种电动机进行比较，如下表：由参考文献1中表20-1查得：表2.1方案电动机型 号额定功 率（KW）电动机转速n/（r/mi n）堵转转矩最大转矩质 量/kg额定转矩额定转矩同步 转速满载 转速1Y160M-67.510009702.02.01192Y132M-47.5150014402.22.3813Y132S2-27.5300029002.02.370由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案22.3传动比分配1）传动装置总传动比由机械设计课程设计中表 20-1查得:满载转速 nm=144

8、0 r / minnmlw9706215.9（2-6）2）分配各级传动比查阅机械设计课程与设计中表 2-1各级传动中,高速级的圆柱齿轮的传动比为h =4，则低速级的斜圆柱齿轮传动比(2-7)i 15.9i23.97ii 4所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围2.4传动系统的运动和动力参数的计算1）各轴转速n电动机轴为轴及减速器高速级轴为轴I,中速轴为轴II，低速级轴为轴iii则ninm= 970rminnHniii=242.5r min(2-8)nmrmin2）各轴输入功率P按电动机额定功率Red计算各轴输入功率，则(2-9)R = Fed 01 =6.9kwPh

9、 =R 12 =6.3kwPii =Ri ,T123=6kw3) 各轴输入转矩TT0 = 9.55 1 06 Rl =6.8 103N mmT； =9.55 106 巴=2.48 104 N mm5pT2 = 9.55 1 06 旦=9.24 104N mmn iii3传动零件的设计计算3.1齿轮传动的主要参数和几何参数计算A.高速级齿轮传动设计1选择齿轮类型、精度等级、材料及参数1）按图1所示传动方案，选用斜直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择。由表10-1选得小齿轮的材料均为40Cr（调质后表面淬火），齿面硬度为 280HR

10、C，大齿轮的材料均45钢，齿面硬度为240HRC，二者硬度相差40HBS。4）初选小齿轮齿数Z1 =24，则大齿轮齿数Z2 =4 24 =96山=42.按齿面接触强度设计Hd1t -2.323由设计计算公式（10-9a）进行试计算，即(3-1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt T.332）小齿轮传递转矩T。=6.8 10 N mm3）由表10-7选取齿宽系数：d=14）查图表10-6选取弹性影响系数Z e = 189.8 MPa5）由图10-21e查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限应力为 Hl i m T 6 0 MP a H l i 2 MPa06) 由式10-13计算应力循环次数。

11、(3-2)N60nLh =60 970 12 8 365 10 =3.364 109“加.4 1087） 由表10-19取接触疲劳寿命系数Khn1. =1.05,Khn2 =1.58）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-得(3-3)r i Khn LIM 2计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，是代入匕H I中较小的值dit _ 2.3232KT 1 Z E u 二 1一 ()33.86mmud；一u-H(3-4)2)计算圆周速度V ov 吨 1.7m/s60 1000(3-5)3)计算齿宽bob = d d1t =1 33.86 =33.86 mm(3-6)4）

12、计算齿宽与齿高之比oh模数齿高h=2.2m= 2.251 =3 9 r3m134.383.128-10.99(3-7)(3-8)(3-9)“F-720MPa5）计算载荷系数。根据v=1.75m/s , 7级精度，由表10-2查得K1;由图10-8查得动载系数K1.13 ;由表10-3查得Kh ：二Kf：. =2，从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称 布置、7级精度、用插值法得KJ： =1.504。考虑齿轮为7级精度、取K =1.504,故载荷系数K 二 KaKvKh：Kh，1 1.1 1.07 1.34 =1.578（3-10）6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（1

13、0-10a）得(3-11)3按齿面弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度设计的公式为(3-12)（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 二fei =500MPa,6E2 = 380MPa，取弯 曲疲劳安全系数S=1。2）由图10-18取得弯曲疲劳寿命系数Kfni =0.85, Kfn2 =0.88;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S =1.4,由式（10-得I；f = KfN1；fe仁 S =303MPaL f Kfn2fe2 S = 238MPa24）计算载荷系数K。KmKAK/* K=1 1.08 1 仁 3415）查取齿形系数。由表 10-

14、5 查得 YFa1 =2.62,YFa2 =2.22。6）查取应力校正系数。由表10-5查得用插值法求得YSa1 =1.55,Ysa2 =1.76;Y Y7）计算大、小齿轮的：a 并加以比较YSa1YFa1KT2.59 1.6303= 0.0136(3-13)YFa 2Sa22.22 1.78238-0.0165大齿轮的数值大。（2）设计计算0.0136 = 1.39mm3 2 1.3 2.48 104 0.672242m _ 3对比计算结果，由齿面接触疲劳接触强度计算模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模数相差不大，取标注值 m=2mm,取分度圆直径d37mm ,算出小齿轮齿数di34.38 C0

15、S14 -172大齿轮齿数z2 =4 1 7 6 84.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径md135mmcos :d2 = Z2m = 141mm cos P（2）计算中心距d1 d2235 1412mm = 88mm(3-14)(3) 计算齿轮宽度b = M = 1 35 = 35mm 取 B2 = 35mm, B = 40mm。B.低速级齿轮传动设计iu =3.9;=242.5r/min; P =6.3kw1. 选择齿轮类型、精度等级、材料及参数1）按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择。由表10-1选得

16、小齿轮的材料为40Cr（调质后表面淬火），大齿轮的材料 为45钢（调质后表面淬火），齿面硬度240HBS。4）初选小齿轮齿数Z3 =25，则大齿轮齿数Z4 =3.9 25 =98 =3.92. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试计算，即二 HZE)2u -1u（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.32）小齿轮传递转矩T2 =2.48 10计算齿宽bob = ;：d d2t =15 1.114 mm3 7 计算齿宽与齿高之比o N mm3）由表10-7选取齿宽系数：d=1.14）查图表10-6选取弹性影响系数Ze =189.8MPa5）由图10-21e查得大、

17、小齿轮的接触疲劳强度极限应力为二hi im 干5 4 MPa iE2 5MF3a6）由式10-13计算应力循环次数。9N| =60n 1jLh=60 242.5 12 8 365 10 =3.4 10N2 二丛=8.4 108 3.37） 由表10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 =1.05;Khn2 .5。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（10-12）得lH 3 二 KHN17m1 =630MPa3 Sh 4KHN 2；- lim 2= 720 MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d2t，是代入tH 1中较小的值d2t-2.323-41.37mm2）计算圆

18、周速度v二 d2t n260 1000二 0.53m/sda二 dst=41.37 4525 cos1420=1.75mm模数d2t c o S 4 5.25 c o s 1 4mt-1 . 7r6mZ320齿高37.83.76= 10.3h =2 .如=2. 251 .4 7 印.阳7（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 坊fe3 = 580MPacrfe4 = 400MPa ；2）由图10-18取得 弯曲疲劳寿命系数Kfn3 =085,Kfn4 =0.92;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S =1.4,由式（10-12）得Lf 3 = Kf

19、N3；fe3.S =303MPaL F 4 = KfN4；fe4； S = 238MPa4）计算载荷系数K。K 二 Ka Kv 心岭=1.455）查取齿形系数。由表 10-5查得 YFa3 =2.65;YFa4 =2.23。6）查取应力校正系数。由表 10-5 查得 Ysa4 =1.58;YSa4 =1.76。7）计算大、小齿轮的YSaYSa并加以比较。YSasYFa-F 32.65 1.58303= 0.01384YSa4-F 42.23 1.76238-0.0164小齿轮的数值大。(2)设计计算m Z J?*1.3 9.24 10 久 鹘9 4 1m47 V仆25对比计算结果，由齿面接触疲

20、劳接触强度计算模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的 模数 相差不大，取标注值 m=2mm，取分度圆直径d38mm ,算出小齿轮齿数：1 8. 4d3coS 3 8 co s 1 4Z3大齿轮齿数乙=3 . 91 8.47 4取也=754.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3Zm _ = 38.8mm2cos :d4Z4m153.2mm2cos P(2)计算中心距Z3 Z4 m2cos :197522cos14mm = 96.87 mm取 b4 = 45mm, B3 二 40mm。(3) 计算齿轮宽度b a T 8.8= 3 8m m3.2轴的设计计算输出轴的设计1. 输入轴上的功率P2，转速n2，转

21、矩T2p2=6.9KWn 1=970 / min =6.8 10 m2. 低速级大齿轮的分度圆直径为d4 =1 5 3n m29. 2 81531：1213N厂Ft t a ni cos 112 13 t an 1 1 . 751cos11.72-Fa =Ft tan 1： =1213 tan 11.72 =251(3-15)3. 初步确定输出轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为Ao =125，于是得45钢，调质处理，根据表15-3,取4 8mm( 3-16)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径= 50mm，为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号。联

22、轴器的计算 转矩Tca二Ka T1查机械设计课本查表14-1 取Ka=1.345Tca =Ka T1 =1.3 9.24 10 =1.2 10 N mm因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以选取HL10型弹性套联轴器其公称转矩Tn为630N m为,半联轴器的孔径 d2 =50mm半联轴器的长度L=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴 端上,故1-2的长度应比 略短一些，现取h/=82mm.4. 轴的结构设计1）满足半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3段的直径 d2= 62mm。2）初步选择滚动轴承.因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承.选用30212

23、型圆锥滚子轴承.对于选取的轴承其尺寸为的d D B = 60 11022 ,故d_ = d7=60mm,左端滚动轴承右端采用轴肩进行轴向定位.4-5轴段为了轴段右端需 制出一轴肩，故4-5的轴颈d4b =65mm, 13_4的长度应短于轴承2mm，加上挡油盘的宽 度为10mm取=24mm。右端滚动轴承左端加挡油盘，需轴肩轴向定位，由手册上查 得轴承定位轴肩高度h 0.07d取h = 6mm,则d6-7 =37mm，故l7_ = 20mm，取l 6 立= 11mm。3） 左端轴承的左端采用轴承盖定位，取轴承盖的总宽度约为20m m，根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加脂润滑的要求和外伸端装有弹性套柱

24、销联轴器时，应留有装拆弹性套柱销的必要距离要求，应该留有一定的距离。留出30mm的间距，故l2；=62mm。4）取安装齿轮处的轴段直径为 70mm，轴上零件的周向定位，半联轴器的连接选用A型普通平键b h l -14 9 72，半联轴器与轴的配合为H7/k6滚动轴承与轴的周 向定位是过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6。轴的结构示意图如3-2-1所示1r%（、图3-2中速级的设计1. 轴上的功率P2，转速n2，转矩T2Pj=6.3=8箱盖壁厚80.02a+3 =8凸缘厚度箱座b121.5 S箱盖bl121.5 S底座b2202.5 S加强肋厚m80.85 S地脚螺钉型号dfM200.0

25、36a+12数目n6箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M10(0.5-0.6) df连接螺栓的间距l166150200轴承盖螺钉直径d3M8(0.4-0.5) df观察孔盖螺钉d4M8(0.3-0.4) df定位销直径d8(0.7-0.8) d2d1,d2至外箱壁距离C122C1=C1mi nd2至凸缘边缘距离C216C2=C2mi ndf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距离L60C1+ C2+(510)轴承端盖外径D27272130注释：a取低速级中心距，a=96mm2.附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、 轴承组合和箱体的结构设计给予足够 的重视

26、外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计表4.2箱体附件名称规格或参数作用窥视孔视孔盖133 95为了便于检查箱内传动零件的啮合情况以及将润滑油注入箱体内，在减速器箱体的箱盖顶部设有窥视孔，为防止润滑油飞溅出来和污物进入箱体内，在窥视孔上应加设视孔盖通气器通气螺塞M19X1.5减速器工作时，箱体内温度升咼，气体膨胀，压力增大，为使 箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油 沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气 器。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱

27、座吊耳，孔径16mm。定位销M8X38为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。油面指示器油标尺M16用于检查减速器内油池油面的高度，以保证传动件的润滑。一 般在箱体便于观察、油面较稳定的部位。放油孔及油塞M16X1.5为了排放污油，在减速器箱座最底部设有放油孔，并用放油螺 塞和密封垫圈将其堵住。起盖螺钉M12X42为了保证减速器的密封性，常在箱体剖分接合面上涂有水玻璃或密封胶。为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设置1-2个起盖螺钉。拆卸箱盖时拧动起盖螺钉，便可顶起箱盖。通过此次近两周的课程设计，感觉获得好多宝贵的验，也获得好多有用的知识，真正体现出运用前面所学过的知识。但有一种遗憾，本来课时少，以前的任课老师讲得又少，还有好多与此次有关的内容没讲，并不是我没专心听讲，这又减慢了我的设计效率。如果以后做这样的工作，把课本带去抄公式，我想这是不可能的，真可惜。但从这 次设计中，我深深体会到了作为一位设计者在工作中起的主导作用，清晰地认识到对待设计这个工作，必须认真，一丝不苟才能做好工作，才不会浪费材料让企业蒙受损失。