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1、机械设计根底课程设计说明书题 目： 带式运输机 目录第一章 设计任务书31.1 设计题目3带式运输机传动装置的设计31.2 带式运输机数据31.3 工作条件31.4 使用期限31.5 生产批量及加工条件3第二章 电动机的选择42.1选择电动机的类型42.2 选择电动机的容量42.3 机械装置传动比围52.4运动和动力参数计算5第三章 圆柱斜齿轮传动的设计63.1开场齿轮减速，齿轮参数计算63.2闭式齿轮减速器齿轮参数计算 9第四章传动轴和传动轴承及联轴器的设计 154.1输入轴的设计 154.2输出轴的设计 20第五章键联接的选择及校核计算 245.1高速轴与联轴器的连接245.2低速轴与大齿
2、轮的联接25第六章轴承的选择及校核计算 256.1输入轴的轴承计算与校核256.2输出轴的轴承计算与校核26第七章联轴器的选择 277.1 载荷计算277.2 型号计算27第八章 减速器的润滑和密封278.1 减速器的润滑278.2减速器的密封28第九章减速器附件及箱体主要构造尺寸 28第十章设计总结 30第十一章参考文献 31第一章 设计任务书1.1设计题目 ：带式运输机传动装置的设计三带式运输机传动装置简图如右图所示开式齿轮传动啮合点位置自行确定。1.2带式运输机数据从数据表中选择运输机滚筒轴功率P= 3.2 kW运输机滚筒轴转速n= 74 r/min运输带滚筒直径 D= 300 mm滚筒
3、轮中心高度 H= 300 mm1.3工作条件 用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳。1.4使用期限 工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。1.5生产批量及加工条件小批量生产。1.6设计任务1选择电动机型号；2确定开式齿轮传动的主要参数及尺寸；3设计一级斜齿圆柱齿轮减速器；4选择联轴器。1.7具体作业及要求1设计计算手稿一份含完整的设计计算过程及设计草图；2减速器装配图一A1号图纸，AutoCAD绘图打印；3零件图两A3号图纸，绘制大齿轮和低速轴，要求其一为手绘；4设计说明书一份Word电子版打印。二电动机的选择2.1选择电动机的类型按工作
4、要求和工作条件选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。2.2选择电动机的容量电动机所需工作功率传动装置的总效率= 联轴器传动效率，圆柱齿轮传动效率，开式齿轮传动效率，滚动轴承传动效率三对，传动滚筒效率。那么传动装置的总效率为=。所需电动机功率为因为电动机额定功率一般大于,即，所以，一级圆柱齿轮减速器传动比围1-5，开式齿轮传动比围2-5，所以总传动比围,故电动机转速的可选围。符合这一围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。现以同步转速1500及1000r/min750三种方案进展比拟。查阅相关资料得出电动机数据及计算出的总传动比列于下表。表2.1电动机数
5、据及计算出的总传动比。方案电动机型号额定功率/kW同步转速/满载转速nm/r/min电动机质量/kg价格/元传动比ia1Y112M-441500/1440459101.5ia2Y132M-641000/960751443i3Y160M14750/7209018600.75i选择Y112M-4型2.3传动比的围总传动比电动机和减速器的输入轴是同轴的他们之间的传动比为，一级斜圆柱齿轮的传动比为，开式齿轮的传动比为图2.1电动机的主要外形2.4运动和动力参数计算0轴电动机轴1轴高速轴2轴中间轴3轴低速轴由【】例题得1轴的输出功率为：输出转矩 ：2轴3轴表2.2各轴的运动和动力参数电动机1轴2轴3轴转
6、速 r/min14401440296.3296.3输入功 kw3.883.843.653.58输出功 kw3.583.583.58输入转矩N/m25.7325.47117.67115.32输出转矩 N/m24.96115.32115.323 圆柱斜齿轮传动的设计3.1开场齿轮减速，齿轮参数计算.齿轮材料的选择小齿轮由表【2】11-1材料选择40Cr,硬度280HBS调质处理 大齿轮材料45钢硬度240HBS(调质处理) 二者的硬度差为40HBS。2一般工作机器，选用8级精度。3选小齿轮齿数z1 = 25，大齿轮齿数z2 = 254 = 100，取z2= 99。4初选螺旋角b = 14。5压力角
7、a = 202.按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮的主要参数齿轮按级精度计算，由表【2】取载荷系数K1.6，由表【2】11-1取齿宽系数。小齿轮上的转矩 齿数取Z1=25，那么大齿轮Z2=4*25=100，取Z2=99 。计算当量齿数 齿形系数，由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数【2】11-8，11-9得由表【2】11-5取那么Mpa 对小齿轮进展弯曲强度计算。法向模数Mn=圆周速度vd1 = mntz1/cosb = 1.68925/cos14= 43.516 mmv = = = .67 m/s齿高：h = (2ha*+c*)mn = (21+0.25)1.689 = 3.8 mm由表【2】4
8、-1，取模数Mn=2中心距a= 圆整为 a=130mm修正螺旋角：即：b = 17292大小齿轮的分度圆直径 齿宽b=取b=53 mm b1=58mmm 【2】P183主要设计结论 齿数z1 = 25、z2 = 99，模数m = 2 mm，压力角a = 20，螺旋角b = 17.484= 17292，中心距a = 130 mm，齿宽b1 = 58 mm、b2 = 53 mm。表3.1齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z2599螺旋角左17292右17292齿宽b58mm53mm分度圆直径d52.419mm207.58mm齿顶高系数ha1.01.0顶
9、隙系数c0.250.25齿顶高hamha2mm2mm齿根高hfm(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2ha56.419mm211.58mm齿根圆直径dfd-2hf47.419mm202.58mm3.2.闭式齿轮减速器齿轮参数计算1 选择齿轮材料并确定初步参数1选择小齿轮材料为40Cr调质，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢调质，齿面硬度为240HBS。2一般工作机器，选用8级精度。3选小齿轮齿数z1 = 25，大齿轮齿数z2 = 254.86 = 121.5，取z2= 122。4初选螺旋角b = 14。5压力角a = 20。6试选载荷系
10、数K= 1.6。 表【2】11-37计算小齿轮传递的转矩T1 = 25.47 N/m8选取齿宽系数d = 1。 【2】表11-6(9)查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2【2】表11-42. 按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮的主要参数（1） 计算小齿轮转矩按电动机驱动，载荷平稳，按8级精度和系数，载荷系数K=1.62计算接触疲劳许用应力sH 查表得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 700 MPa、sHlim2 = 550 MPa ，由表【2】表11-4取失效概率为1%,平安系数,得 ;取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2
11、 = 550 MPa（3） 试算小齿轮分度圆直径（4） 调整小齿轮分圆直径（5） 度圆周速度v v = = = 2.49 m/s齿宽b b = = = 33.105 mm确定模数 mn = d1cosb/z1 = 33.105cos14/25 = 1.407 mm 模数取为标准值m = 2 mm。5几何尺寸计算1计算中心距a = = = 151.496 mm中心距圆整为a = 150 mm。6按圆整后的中心距修正螺旋角b = = = 11.484即：b = 112927计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = = = 51.02 mmd2 = = = 248.979 mm8计算齿轮宽度b = sdd
12、1 = 151.02 = 51.02 mm取b2 = 52 mm、b1 = 57 mm。3. 校核齿根弯曲疲劳强度（1） 齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF计算当量齿数ZV1 = Z1/cos3b = 25/cos311.484 = 26.562ZV2 = Z2/cos3b = 122/cos311.484 = 129.623由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83计算齿根弯曲疲劳许用应力sF由表【2】表11-4查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 600 MPa、sFlim2 =
13、450MPa 取平安系数S=1.25 sF1 = sF2=齿根弯曲疲劳强度校核sF1所以平安。所以平安。齿轮的圆周速度 由表【2】表11-2得 通过计算证明设计在平安围。 2.主要设计结论齿数z1 = 25、z2 = 122，模数m = 2 mm，压力角a = 20，螺旋角b = 11.484= 11292，中心距a = 150 mm，齿宽b1 = 57 mm、b2 = 52 mm。（3） .齿轮参数总结和计算表3.2齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z25122螺旋角左11292右11292齿宽b57mm52mm分度圆直径d51.02mm248.
14、979mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamha2mm2mm齿根高hfm(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2ha55.02mm252.979mm齿根圆直径dfd-2hf46.02mm243.979mm中心距a150m150m四. 传动轴和传动轴承及联轴器的设计 4.1 输入轴的设计根据轴得工作条件，选轴的材料为45钢，调质处理。所选的电动机为由【1】表6-167查得电动机伸出轴直径D=28mm,伸出长E=60mm。1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 3.84 KW n1 = 1440 r/min
15、 T1 = 25.47 Nm按式【1】11-3最小直径处有一个键槽为了安装联轴器取 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号LT4。联轴器的计算转矩 查表【1】17-1考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，那么:Tca = KAT1 = 1.325.47 = 33.1Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件查表【1】6-97半联轴器的孔径为20 mm故取d12 = 20 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38 mm。4. 轴的构造设计图 图4.1输入轴的构造设计5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
16、1为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 25 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 30 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 38 mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比联轴器毂孔长度L略短一些，现取l12 = 36 mm。 2初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，应选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d23 = 25 mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承7206C表【1】6-66，其尺寸为dDT = 306216 mm，故d34 = d78 = 30 mm，
17、而l34 = l78 = 16 mm。 轴承采用轴肩进展轴向定位。由手册上查得7206C型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 57 mm，d56 = d1 = 51.02 mm 4根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5取齿轮距箱体壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离s，取s = 8 mm，那么l45 = +s = 16+8 = 24 mm
18、l67 = +s = 24 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1作轴的计算简图见图a: 根据7206C轴承查手册得a = 14.2 mm 联轴器中点距左支点距离L1 = 38/2+50+14.2 = 83.2 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 57/2+16+24-14.2 = 54.3 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 57/2+24+16-14.2 = 54.3 mm2计算轴的支反力：水平面支反力见图b：FNH1 = = = 499.2 NFNH2 = = = 499.2 N垂直面支反力见图d：FNV1 = = = 233 NFNV2 = = = -137
19、.8 N3计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 499.254.3 Nmm = 27107 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 23354.3 Nmm = 12652 NmmMV2 = FNV2L3 = -137.854.3 Nmm = -7483 Nmm分别作水平面弯矩图图c和垂直面弯矩图图e。截面C处的合成弯矩：M1 = = 29914 NmmM2 = = 28121 Nmm作合成弯矩图图f。4作转矩图图g。5按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面即危险截面C的强度。必要时也对其他危险截面转矩较大且轴
20、颈较小的截面进展强度校核。根据公式14-5，取a = 0.6，那么有：sca = = = MPa = 2.5 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度注：计算W时，忽略单键槽的影响。轴的弯扭受力图如下：图4.2输入轴的弯扭受力图4.2输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 3.65 KW n2 = 296.3 r/min T2 = 117.67 Nm2.求作用在齿轮上的力 大齿轮的分度圆直径为:d2 = 248.979 mm 那么:Ft = = = 945.2 NFr = Ft = 945.2 = 351 NFa = Fttanb = 9
21、45.2tan11.484 = 191.9 N3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:C = 112，于是得dmin = C = 112 = 25.9 mm输出轴的最小直径是安装开式小齿轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，应选取:d12 = 27 mm4. 轴的构造设计图图4.3输出轴的构造设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1为了满足开式小齿轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 32 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 37 mm，为保证开式小齿轮定位可靠，
22、取l12 = 58 - 2 = 56 mm。 2初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，应选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d23 = 32 mm，由轴承产品目录中选取角接触球轴承7207C，其尺寸为dDT = 35mm72mm17mm，故d34 = d67 = 35 mm；而l67 = 17 mm 右端滚动轴承采用轴肩进展轴向定位。由手册上查得7207C型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d56 = 42 mm。 3取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 40 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。大齿轮轮毂的宽度为B = 52 mm，为了使套筒端面可
23、靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 50 mm。 4根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5取小齿轮端面距箱体壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离s，取s = 8 mm，滚动轴承的宽度T = 17 mm，那么l34 = T+s+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mml56 = s+2.5 = 8+16+2.5 = 26.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1作轴的计算简图见图a: 根据7207C轴承查手册得a =
24、 15.7 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 52/2-2+45.5-15.7 = 53.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 52/2+26.5+17-15.7 = 53.8 mm2计算轴的支反力：水平面支反力见图b：FNH1 = = = 472.6 NFNH2 = = = 472.6 N垂直面支反力见图d：FNV1 = = = 397.5 NFNV2 = = = 46.5 N3计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 472.653.8 Nmm = 25426 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 397.553.8 Nmm = 213
25、86 NmmMV2 = FNV2L3 = 46.553.8 Nmm = 2502 Nmm分别作水平面弯矩图图c和垂直面弯矩图图e。截面C处的合成弯矩：M1 = = 33224 NmmM2 = = 25549 Nmm作合成弯矩图图f。4作转矩图图g。5按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面即危险截面C的强度。必要时也对其他危险截面转矩较大且轴颈较小的截面进展强度校核。根据公式14-5，取a = 0.6，那么有：sca = = = MPa = 12.2 MPas-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度注：计算W时，忽略单键槽的影响。轴的弯扭受力
26、图如下：图4.4输出轴的弯扭受力图5 键联接的选择及校核计算5.1高速轴与联轴器的连接轴径在17-20mm围由表【1】6-57得尺寸b*h=6*6采用圆头普通平键。由于该段轴长L=36mm所以键长。键的挤压强度校核表10-11得许用应力。又因为挤压强度条件所以键满足强度要求。5.2低速轴与大齿轮的连接1输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 12mm8mm45mm，接触长度:l = 45-12 = 33 mm 【2】10-11键的挤压强度校核表10-11得许用应力。又因为挤压强度条件所以键满足强度要求.六轴承的选择及校核计算条件根据，轴承预计寿命：Lh = 101.58300
27、= 36000 h6.1 输入轴的轴承计算与校核1初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表【2】16-4查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1370.8+0202.7 = 370.8 N2求轴承应有的根本额定载荷值C为:C = P = 370.8 = 5413 N3选择轴承型号: 查课本表【1】6-66，选择:7206C轴承，Cr = 17.8 KN，由课本式【2】16-3有：Lh = = = 1.28106Lh所以轴承预期寿命足够。6.2 输出轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴
28、向力也受径向力，有课本表【2】16-4查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1351+0191.9 = 351 N2求轴承应有的根本额定载荷值C为:C = P = 351 = 3025 N3选择轴承型号: 查课本表【1】6-66选择:7207C轴承，Cr = 23.5 KN，由课本式【2】16-4有：Lh = = = 1.69107Lh所以轴承预期寿命足够。七联轴器的选择7.1载荷计算公称转矩：T = T1 = 25.47 Nm由表【2】17-1查得KA = 1.3，故得计算转矩为：Tca = KAT1 = 1.325.47 =
29、33.1 Nm7.2型号选择 选用LT4型联轴器，联轴器许用转矩为T = 63 Nm，许用最大转速为n = 5700 r/min由表【1】6-99，轴孔直径为20 mm，轴孔长度为38 mm。Tca = 33.1 Nm T = 63 Nmn1 = 1440 r/min n = 5700 r/min联轴器满足要求，故合用。8 减速器的润滑和密封8.1 减速器的润滑1齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进展浸油润滑。2轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用
30、哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v = 2.49 m/s 2 m/s，所以采用油润滑。8.2 减速器的密封为防止箱体润滑剂外泄和外部杂质进入箱体部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间需设置不同形式的密封装置。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。九减速器附件及箱体主要构造尺寸由表【1】3-1查得表9.1减速器附件及箱体主要构造尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025150+3=4.8取8mm箱盖壁厚10.02a+3=0.02150
31、+3=4取8mm箱盖凸缘厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5=2.58=20取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036150+12=17.4取M18地脚螺钉数目na250时，取n=4取4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.7518=13.5取M14盖与座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)18=9-10.8取M10连接螺栓d2的间距l150-200取150轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)18=7.2-9取M8视孔盖螺钉直径d4取M6定位销直径d(0.
32、7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取24、20、16df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取22、18、14轴承旁凸台半径R1=18取18凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10)取43大齿轮顶圆与箱壁距离11.2=1.28=9.6取12齿轮端面与箱壁距离=8取16箱盖、箱座肋厚m1、m0.85=0.858=6.8取7设计小结 这次关于减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的根底。 本次设计得到了指导教师的细心帮助和支持。衷心的感教师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献1 王之栎，王大康.机械设计综合课程设计M.：机械工业，2007.8.2可桢.机械设计根底M.：高等，2013.83理工大学工程图学教研室。机械制图M.：高等教育，2013.7.
