(精编)机械设计课程设计带式输送机传动系统的设计

1、（精编）机械设计课程设带式输送机传动系统的设计湖南工业大学课程设计资料袋机械工程学院学院（系、部）2013-2014学年第 1学期课程名称 机械设计 指导教师 银金光 职称 教授学生姓名 张山山 专业班级机械工程1101学号 11405700509题目带式运输机的传动装置的设计3成绩 起止日期 2013年12月16日2013年12月27日目录清单序号材料名称资料数量备注1课程设计任务书共1页2课程设计说明书共1页3课程设计图纸3张45课程设计任务2010 2011学年第1学期机械工程学院（系、部）机械工程专业 1101班级课程名称:机械设计设计题目:带式运输机的传动装置的设计3完成期限:自 2

2、013年12月16日至 2013 年 12 月 27 日共 2、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=4200N ；带的带速：v=1.0，滚筒直径375mm进行带式运输机的传动装置的设计设计几种传动方案并进行分析、比较和选择;对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案;三、设计工作量编写说明书一份。起止日期工作内容12 月 16 日 12 月 17设计方案分析，电动机的选择，运动和动力参数设计12 月 18 日 12 月 20齿轮及轴的设计，轴承及键强度校核，箱体结构及减速器的设计12 月 21 日 12 月 25零件图和装配图的绘制12月26日文档排版及修改银金光刘杨主编机械设计

3、北京交通大学出版社银金光刘杨主编机械设计课程设计北京交通大学出版社指导教师（签字）：2013年月曰系（教研室）主任（签字）：2013年月曰机械设计课程设计带式运输机的传动装置的设计（3）起止日期：2013年12月16日至2013 年 12 月 27 日学生姓名张山山班级机工1101 班学号11405700509成绩指导教师（签字）机械工程学院（部）2013年12月26日目录、机械设计课程设计任务书二、电动机的选择5三、传动参数的计算7 四、高速齿轮的设计8 五、低速齿轮的设计13 六、高速轴I的设计18 七、中间轴n的设计22 八、低速轴m的设计26 九、高速轴轴承的校核30 十、中间轴轴承的

4、校核311、低速轴轴承的校核 32 十二、各轴上键的校核35 十三、润滑和密封36 十四、设计小结37机械设计课程设计任务书1. 设计任务设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。2 .传动系统总体方案（见图1）带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器 3，再通过联轴器4,将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。图1带式输送机传动系统简图4 联轴器；5 滚筒；6 输送带设输送带最大有效拉力为 F (N ),输送带工作速度为V (m/s ),输送机滚 筒直径为D ( mm)，其具体数据见表1。表1设计的原始数据分组号1234567F

5、 (N )4000450030004000300032004200V (m/s )0.81.01.21.01.41.31.0D ( mm )3153554004003553003754 .工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度V的允许误差为± 5%;二班制(每班工作8h ),要求减速器设计 寿命为8年，大修期为23年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。个人设计数据输送带最大有效拉力为4200 F (N )输送带工作速度为1.0V (m/s )输送机滚筒直径为375 D (mm )二、电动机的选择丫系列电动机是一般用途的全

6、封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声小、振动小的优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特 殊要求的机械上。1、确定功率1）、工作机所需功率取=0.96（2）、电动机至工作机的总效率取圆柱齿轮传动效率取滚动轴承传动效率取联轴器传动效率3）、所需电动机的功率 （4）、按电动机的额定功率选用电动机查 Y 系列（ IP44 ）三相异步电动机的技术数据 选定型号为 Y160L-6 的电动机 其额定功率为 满载转速2、传动比的分配工作机输送带滚筒转速总传动比取高速级传动比低速级传动比、传动参数的计算1、各轴的转速 n （ r/min ）高速轴I的转速中间轴n的转速低速轴m的转速滚筒轴

7、w的转速2、各轴的输入功率P(KW)高速轴的输入功率中间轴的输入功率低速轴的输入功率滚筒轴的输入功率3、各轴的输入转矩 T(N*m)高速轴的输入转矩中间轴的输入转矩低速轴的输入转矩滚筒轴的输入转矩电机轴轴I轴n轴m滚筒轴w功率P/KW11KW10.89KW10.46KW10.05KW9.75KW转矩T/(N*m)107.22107.22471.171548.021501.81转速 n/970970210.96262（r/min ）传动比i14.63.41效率；n0.990.980.980.99四、高速级齿轮的设计输入功率，小齿的转速传动比工作寿命8年(设每年工作300天)两班制，工作平稳2、选

8、定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动(2)输送机为一般工作机器，速度不高,故选用7级精度(GB10095 88)(3)材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数，大齿轮齿数取齿数为(5)初选螺旋升角3、按齿面接触强度设计按公式试算，即(1)确定公式内的各计算数值 试选齿宽系数小齿轮传递转矩区域系数 端面重合度系数 材料的弹性影响系数 小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 应力循环次数 取接触疲劳寿命系数 失效概率为

9、1% ，安全系数 S=1 许用接触应力2) 代入参数数值并计算 试算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽 b 及模数 计算纵向重合度 计算载荷系数 K使用系数根据 v=3.458m/s7 精度得动载系数 按实际载荷系数校正分度圆直径 计算模数4、按齿根弯曲强度设计(1)确定计算参数根据纵向重合度查得螺旋影响系数计算当量齿数查小齿轮弯曲疲劳强度极限查大齿轮弯曲疲劳强度极限查大小齿轮的疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 S=1.4查取齿形系数查取应力校正系数计算大小齿轮的值，并比较小齿轮：大齿轮：大齿轮的数值比较大2）代入参数数值并设计计算按计算齿数取则取5、几何尺寸计算1）计算中心

10、距将中心距圆整为2）按中心距修正螺旋角因为p值改变不多，故参数等不必修正3）大小齿轮分度圆取整取整4）齿轮宽度取整后取五、低速齿轮的设计1、设计参数：输入功率 ,小齿的转速传动比工作寿命 8 年（设每年工作 300 天）2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动 2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095 88）3）材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为 280HBS ，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为 40HBS 。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数取齿数为5）初选螺旋

11、升角3、按齿面接触强度设计按公式试算，即1）确定公式内的各计算数值 试选齿宽系数小齿轮传递转矩 选取区域系数 端面重合度系数 材料的弹性影响系数 小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限 应力循环次数 取接触疲劳寿命系数取失效概率为 1% ，安全系数 S=1许用接触应力2)代入参数数值并计算试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽 b 及模数 计算纵向重合度 计算载荷系数 K使用系数根据 v=1.166m/s7 精度得动载系数 按实际载荷系数校正分度圆直径 计算模数4、按齿根弯曲强度设计(1)确定计算参数根据纵向重合度查得螺旋影响系数计算当量齿数查小齿轮弯曲疲劳强度极限查大齿轮弯曲疲劳

12、强度极限查大小齿轮的疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 S=1.4查取齿形系数查取应力校正系数计算大小齿轮的值，并比较小齿轮：大齿轮：大齿轮的数值比较大2）代入参数数值并设计计算按计算齿数取则取5、几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为2）按中心距修正螺旋角因为p值改变不多，故参数等不必修正3）大小齿轮分度圆取整取整4）齿轮宽度取整后取1、高速轴的主要设计参数轴的输入功率转速转矩2、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径圆周力径向力轴向力3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取选择联轴器计算联轴器的转矩 ,取查标准( GB/T5843-1986 )，选用 YL7 型

13、凸缘联轴器，其公称转矩为160000N*mm 。半联轴器的孔径，故取轴第一段半联轴器长度 L=92mm ，半联轴器与轴配合的轴径长度4、轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案，如下图 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取2-3 段的直径为；左端用挡圈定位，取挡圈直径为 D=37mm 。 1-2 轴段的长度 应比轴径长度略短一些，故取初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承33208，其尺寸为 d*D*T=40mm*80mm*32mm,故

14、,(3)轴上零件的周向定位齿轮采用齿轮轴，半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。采用平键为8mm*7mm*32mm, 半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角各轴肩处取圆角半径为2mm5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下从轴的结构图以及弯矩扭矩图可以看出齿轮轴的中间截面是危险截面。将此截面的数值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=860N,FNH2=2293.5NFNV1=423.3N,FNV2=761.7N弯矩MMH=172000N*mmMv1=84660N*mm，Mv2=57127.5

15、N*mm总弯矩M1=191706.3N*mm,M2=181238.9N*mm扭矩TT1=107220N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6轴的计算应力为而查出，因此，故轴的设计满足弯扭强度要求。七、中间轴n的设计1、中间轴的主要设计参数轴的输入功率转速2、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径 圆周力 径向力 轴向力 大齿轮的分度圆直径 圆周力 径向力3、轴向力初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。该轴上有两个键槽，故最小轴径增大11% ，则轴的最小直径是装在滚动轴承上的，故初选滚动轴承。 轴承同时受到径向和轴向的作用力，

16、故选用单列圆锥滚子轴承，选取 0 基本游隙组、 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32309 ，其尺寸为 d*D*T=45mm*100mm*38.25mm故取轴的第一段4、轴的结构设计1）拟定在轴上的装配方案，如下图(2)根据轴向定位及高速轴位置的要求确定轴的各段直径和长度数值如下表：(单位：mm)轴径d轴长112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78段45556560555045321912116884532(3)轴上零件的定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。选小齿轮的平键为18mm*11mm*100mm, 选大齿轮的平键为16m

17、m*10mm*50mm选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6 ;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来 保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。轴端倒角为2*45，各轴肩处的圆角半径为2mm 轴的结构图如下:5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下:载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=4872N,FNH2=358FNV1=2373.9N,FNV2=-39.8N5.6N弯矩MMH1=433608N*mmMv1=211277.1N*mm，MH2=27448.2N*mmMv1 ' =72970.7N*mmMv2=30263.4N*mm总弯矩M1=482342.1N*mm,M1'=43970

18、5.2N*mmM2=40856.8N*mm扭矩TT2=471170N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知，小齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的强度M1取大值。根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6轴的计算应力为而查出，因此，故轴的设计满足弯扭强度要求。八、低速轴m的设计1、低速轴的主要设计参数轴的输入功率转速2、齿轮上的作用力齿轮的分度圆直径圆周力径向力轴向力3、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。低速轴端上有一个键槽，故轴径增大 6%，则选择联轴器计算联轴器的转矩，取查标准(GB/T5843-1986 )，选用HL6型弹性柱销联轴

19、器，其公称转矩为3150000N*mm 。半联轴器的孔径，故取轴第的最后一段的直径为65mm半联轴器与轴配合的轴径长度4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如下图 (2)根据轴向定位及中间轴位置的要求确定轴的各段直径和长度数值如下表：(单位：mm)轴径d轴长11-2-3-4-5-6-7-1-2-33-4-5-66-7-23456782段45段78段段段段段段段段段段段段707580907570653532.1112124.70105155(3)轴上零件的定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。选齿轮的平键为22mm*14mm*90mm 联轴器的键为18mm*11mm*90mm选择齿轮轮毂

20、与轴的配合为H7/n6 ;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来 保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。轴端倒角为2*45，各轴肩处的圆角半径为2mm轴的结构图如下:5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下:载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5688.6N,FNH2=265FNV1=2651.8N,FNV2=511.50.7NN弯矩MMH=506285.4N*mmMv1=236010.2N*mm，Mv2=97696.5N*mm总弯矩M1=558592.6N*mm,M2=515625.4N*mm扭矩TT3=1548020N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知，齿轮的中间截面是危

21、险截面，故只校核此截面的强度根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6轴的计算应力为而查出，因此，故轴的设计满足弯扭强度要求。九、高速轴轴承的校核轴上齿轮受切向力，径向力 ,轴向力齿轮分度圆转速预期寿命初选两个轴承型号均为 332082、求两轴承受到的径向载荷 3、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力查表得， Y=1.7e=0.36故两轴承计算系数均为 X=0.4Y=1.7轴承运转只有轻微振动，故取则4、验算轴承寿命因为 ,所以按轴承 1 的受力大小验算 故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为 30208 ，经检验，仍符合要求中间轴轴承的校核1、设计参数轴上齿

22、轮受切向力，径向力,轴向力齿轮分度圆转速预期寿命初选两个轴承型号均为 323092、求两轴承受到的径向载荷3、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力查表得， Y=1.7e=0.35故两轴承计算系数为 X1=1Y1=0X2=0.4Y2=1.7轴承运转只有轻微振动，故取则4、验算轴承寿命因为 ,所以按轴承 1 的受力大小验算 故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为 30309 ，经检验，仍符合要求、低速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力，径向力 ,轴向力齿轮分度圆转速预期寿命初选两个轴承型号均为 303142、求两轴承受到的径向载荷 3、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承

23、，轴承派生轴向力查表得， Y=1.7e=0.35故两轴承计算系数为 X1=0.4Y1=1.7X2=1Y2=0轴承运转只有轻微振动，故取则4、验算轴承寿命因为 ,所以按轴承 1 的受力大小验算 故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为 30214 ，经检验，仍符合要求、各轴上键的校核1、高速轴上联轴器的键为 8mm*7mm*32mm 转矩由于故此键满足挤压强度要求2、中间轴上键为 18mm*11mm*100mm 和 16mm*10mm*50mm转矩由于故此键满足挤压强度要求由于故此键满足挤压强度要求3、低速轴上的键为 22mm*14mm*90mm 和 18mm*11mm*90mm转矩由于故此键

24、满足挤压强度要求由于故此键满足挤压强度要求、润滑和密封1.润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦、磨损和发热, 可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨粒和降低噪声的作用， 从而保证减速器的 正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮低速齿轮粘附性较好、由于 V 均小于 4m/s ，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、 不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。2.润滑油的选择由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用 N200 工业齿轮油，轴承选用ZGN2 润滑脂。3. 密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处， 为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨 损或腐蚀，要求设

25、置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖 上开出梯形槽， 将毛毡按标准制成环形， 放置在梯形槽中以与轴密合接触； 或在 轴承盖上开缺口放置毡圈油封， 然后用另一个零件压在毡圈油封上， 以调整毛毡 密封效果，它的结构简单，所以用毡圈油封。四设计小结这次关于带式运输机的两级圆柱减速器的课程设计可以说是我们步入大学 以来真正意义上的一次机械设计。 通过两个星期的设计实践， 既让我们加深了对 机械设计概念的理解， 又让我们把理论联系了实际， 不仅提高了我们机械设计认 识以及自身设计方面的综合素质， 还为以后我们走向社会、 走向工作岗位打下了 坚实的基础。机械设计并不是一朝一夕就能完成好的， 需要我们查阅大量的资料， 比如机 械设计手册、课程设计指导书等等。 在整个设计过程中， 我们必须得