机械设计基础课程设计带式输送机传动装置设计.doc

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1、 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：机电工程系专业班级： 学 号： 学 生：指导老师： 青岛理工大学琴岛学院教务处 201 年 1 月 3 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 学号 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 日摘 要 本次课程设计是设计一个二级减速器，根据设计要求确定传动方案，通过比较所给的四种方案，选择c方案，做为设计方案。设计过程根据所给输出机的驱动卷筒的圆周力、带速、卷筒直径和传动效率。确定所选电动机的功率，再确定电动机

2、的转速范围，进而选出所需要的最佳电动机。计算总传动比并分配各级传动比，计算各轴的转速、转矩和各轴的输入功率。对传动件的设计，先设计齿轮，从高速机齿轮设计开始，根据功率要求、转速、传动比，及其其他要求，按齿轮的设计步骤设计，最后确定齿轮的齿数，模数，螺旋角等一系列参数。本次课程设计我采用的是直齿轮，直齿轮的优点是，（1）效率高，在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高；（2）结构紧凑，在同样的使用条件的下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小；（3）工作可靠、寿命长，设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的；（4）传动比稳定，传动比

3、稳定往往是传动性能的基本要求。之后设计齿轮的结构，按机械设计所讲的那样设计，按同样的方法对低速级进行设计，接下来对箱体进行大体设计，设计轴的过程中将完成对箱体的总体设计，设计轴主要确定轴的各段轴径及其长度，在此设计过程中完成了对一些附加件的设计包括对轴承的初选，主要是根据轴的轴向及周向定位要求来选定，然后对轴进行强度校核，主要针对危险截面。这个过程包括一般强度校核和精密校核。并对轴承进行寿命计算，对键进行校核。设计过程中主要依据课程设计，对一些标准件和其他的一些部件进行选择查取，依据数学公式和经验进行对数据的具体确定。关键字：减速器 齿轮 轴 轴承 键 箱体目 录摘 要1设计任务12 传动系统

4、方案的拟定23 电动机选择3 3.1选择电动机的类型3 3.2 计算传动装置的运动和动力参数54 齿轮的设计7 4.1高速级齿轮传动的设计计算7 4.2低速级齿轮传动的设计计算105 轴的拟定15 5.1联轴器的设计及选择15 5.2初选滚动轴承的类型及轴的支承形式16 5.3轴承盖的结构16 5.4滚动轴承的润滑与密封16 5.5确定齿轮位置和箱体内壁线166 轴与滚动轴承的设计、校核计算17 6.1低速轴的设计17 6.2输出轴的校核187 键的设计计算及校核20 71.选择键联接的类型和尺寸208 箱体结构的设计21结 论24致 谢24参考文献251设计任务课程设计的目的该课程设计是继机

5、械设计课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：1、综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一 步巩固和拓展所学的知识通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握 机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行 全面的机械设计基本技能的能力的训练。课程设计要求1.两级减速器装配图一张（A0）2.零件工作图两张(A3)3.设计说明书一份课程设计的数据课程设计的题目是：带式输送机减速系统设计 工作条件：运输机连续单向运转,有轻微振动,经常满载，空载起动, 两班制工作，使用期

6、限10年，输送带速度容许误差为5%。卷筒直径D=340mm，带速=1.45m/s, 带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2.5KN2 传动系统方案的拟定2.1 组成 机器通常原动机、传动装置、工作机等三部分组成。传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速，转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。2.2 特点 齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。2.3 确定传动方案综合比较带式输送机的四种传动方案，下图的传动方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好。2.4. 选择二级圆柱直齿轮减速器（展开式） 图2-1传动装置总体设计

7、简图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示3 电动机选择3.1选择电动机的类型 电动机选择包括选择类型、结构形式、容量（功率）和转速，并确定型号。电动机类型和结构形式选择 工业上一般用三相交流电源，无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，使用与不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好，页适用于某些要求较高的启动转矩的机械。 常用的是封闭式Y（IP44）系列。2选择电动机容量 选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。电动机容量主要由发热条件而定。电动机发热与工作情况

8、有关。对于载荷不变或变化不大，且在常温下长期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率，工作时就不会过热，可不进行发热计算。这类电动机按下述步骤确定： 1）工作机所需功率 工作机所需功率应由机器工作阻力和运动参数计算确定。已知输送带速度（m/s）与卷筒直径D（mm），则卷筒轴转速为：= r/min= 81.5r/min （3-1）已知带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F(N)和输送带速（m/s），则卷筒轴所需功率为： = kW= kW=3.65kW （3-2） 2)电动机的输出功率电动机至工作机主动轴之间的总效率，即： = 0.833 （3-3）式中，正、为电动机至卷筒之间的各传动

9、机构和轴承的效率，由表2-4查的其数值为：弹性联轴器 =0.99、滚动轴承 =0.98、圆柱齿轮传动 =0.97、卷筒滑动轴承 =0.96。 1）电动机的输出功率为： = kW= kW4.35kW (3-4) 2）确定电动机额定功率根据计算出的功率可选定电动机的额定功率。应使等于或稍大于。故，按表20-1选取电动机额定功率=5.5 kW3电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-2查的两级圆柱齿轮（展开式）传动比范围=860,则电动机的转速可选范围为：=733.52934 r/min （3-5）可见同步转速为1000r/min、1500r/min、3000r/mi

10、n的电动机均符合。 表3.1 方案对比表(取)方案电动机型 号额定功率（kW）电动机（r/min）电动机质量（kg）电动机装置的传动比同 步满 载总传动比高速级传动比低速级传动比1Y132M2-65.53000960849.773.572.742Y132S-45.5150014406814.674.373.363Y132S1-25.5300029006429.536.194.77由表中数据可知方案一低速级的传动比不符合要求（3），方案三的高速级传动比不符合要求（6），传动装置的结构尺寸较大。方案二传动比符合要求，传动装置的结构尺寸也适中，因此，采用方案二，选定的型号为Y132S-44、电动机的

11、技术数据和外形、安装尺寸电动机型号HABCDEFGDGKABADACHDAABBHALY132S13221614089388010833122802101353156020018475 由表20-1、表20-2查出Y132S-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列上表。3.2 传动装置的总传动比及其分配 对于二级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比和低速级传动比可按下列方法分配： （3-6） 总传动比为： （3-7）取，则低速级传动比为：= （3-8）所得值不符合一般圆柱齿轮减速器传动比的常数范围。3.2计算传动装置的运动和动力参数1 各轴转速n(r/min)

12、传动装置的各轴转速为： =1440 r/min （3-13） （3-14） （3-15） 2 各轴输入功率P(kW)各轴输入功率分别为： =5.5kw （3-16） =5.50.99 kW=5.445 kW （3-17） =5.4450.980.97 kW =5.176kW （3-18） 5.1760.980.97 kW =4.92kW （3-19）3 各轴输入转矩T()各轴的输入转矩分别为： （3-20） （3-21） （3-22） （3-23）表3.3 方案对比表项目电动机高速轴中间轴低速轴转速（r/min）14401440300.6381.47功率（kW）5.55.4455.1764.9

13、2转矩（）传动比17.674.793.69效率0.8330.95060.9506 4 齿轮的设计 本次课程设计我采用的是直齿硬齿面圆柱齿轮，齿轮的优点是：（1）效率高，在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高；（2）结构紧凑，在同样的使用条件的下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小；（3）工作可靠、寿命长，设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的；（4）传动比稳定，传动比稳定往往是传动性能的基本要求。 设计齿轮的要求是：（1）高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度；（2）齿面由较高硬度、耐磨性；（3）轮齿芯部要有足够的强度和韧度。故齿轮

14、的设计按下述步骤：4.1高速级齿轮传动的设计计算 1选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。 （1）选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬 齿面渐开线直齿轮。 （2）选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用40Cr钢调质淬火处理，小齿轮齿 硬度为 450HBS。大齿轮选用45#钢调质淬火，齿面硬度为450HBS （3）选择齿轮精度等级；按GB/T100951998，选择6级。 （4）选择齿轮齿数；取小齿轮齿数=18，大齿轮齿数=87 传动比误差 u=4.83，0.835。 2按齿面接触强度设计计算； （4-1）（1）确定公式内各参数的值:1）试选载荷系数=1.3。2）计算

15、小齿轮传递的转矩。 （4-2）3）由课本表10-7选取吃宽系数。4）由课本表10-6选取弹性影响系数 =189.8MPa 。5）由课本图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =6014401（2830010）h=1.24410h （4-3） N= （4-4）7）查课本图10-19查得接触疲劳寿命系数：K=0.90 K=0.958）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.901000Pa=900 （4-5）=0.951000=950 （4-6）(2)设计计算1

16、）试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得： （4-7）2）计算圆周速度。m/s2.39m/s （4-8）3)计算齿宽b。b=131.69mm=31.69mm （4-9）计算齿宽与高之比。模数 = （4-10）齿高 h=2.25=2.251.76mm=3.69 （4-11）=8 （4-12）5)计算载荷系数。根据m/s，6级精度，由课本图10-8查得动载荷系数=1.04；直齿轮，；由课本表10-2查得使用系数=1.25；由课本表10-4用插值法查得6级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.507。由=8，=1.507查课本图10-13得=1.45；故载荷系数（4-13）6）按实际载荷系数校正所

17、算得的分度圆直径d=d=31.69=35.55 （4-14）7）计算模数= （4-15）3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 （4-16）确定公式内各计算数值1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲安全系数S=1.4，由式得 （4-17）4）计算载荷系数K。 （4-18）5）查取齿形系数。查课本由表10-5得 2.91； 2.206 6）查取应力校正系数。查课本由表10-5得 1.53； 1.777 7）计算大、小齿轮的并加以比较 （4-19） （4-20）大齿轮的数值

18、大。所以选用大齿轮。 设计计算 （4-21）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强的算得的模数=1.584并就近圆整为标准值=2，按接触强度算得的分度圆直径=48.1mm，算出小齿轮齿数= （4-22） 大齿轮的齿数 取 。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径d=36 （4-23）d=174 （4-24） （2）计算

19、中心距 （4-25） （3）计算齿轮宽度（4-26） 圆整后取 4.2低速级齿轮传动的设计计算 1选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。 （1）选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿 面渐开线直齿轮。 （2）选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用40Cr调质淬火，小齿轮 齿面硬度为 450HBS。大齿轮选用45钢调质淬火，齿面硬度为450HBS （3）选择齿轮精度等级；按GB/T100951998，选择6级。 （4）选择齿轮齿数；为了保证低速级大齿轮的油浸深度，取18，传动比误差 u=3.72，0.85。2按齿面接触强度设计计算； （4-27） （1）确定公式内各参

20、数的值:1）试选载荷系数=1.3。2）计算小齿轮传递的转矩。 （4-28）3）由课本表10-7选取吃宽系数。4）由课本表10-6选取弹性影响系数 =189.8MPa 。5）由课本图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60300.631（2830010）h=8.6610h （4-29） N= (3.69为齿数比,即3.69=) （4-30）7）查课本图10-19查得接触疲劳寿命系数：K=0.95 K=0.958）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.95

21、1000MPa=950 （4-31）=0.95550=950 （4-32） (2)设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得： （4-33）2）计算圆周速度。m/s0.84m/s （4-34）3)计算齿宽b。b=153.24mm=53.24mm （4-35）计算齿宽与高之比。模数 = （4-36）齿高 h=2.25=2.252.956mm=6.651 （4-37） =7.99 （4-38）5)计算载荷系数。根据m/s，6级精度，由课本图10-8查得动载荷系数=1.02；直齿轮，；由课本表10-2查得使用系数=1.25；由课本表10-4用插值法查得6级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=

22、1.506。由=7.99，=1.506查课本图10-13得=1.453；故载荷系数 （4-39） 6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=53.24=60.63 （4-40）7）计算模数= （4-41） 3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 （4-42） 确定公式内各计算数值1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲安全系数S=1.4，由式得 （4-43） （4-44）4）计算载荷系数K。 （4-45）5）查取齿形系数。查课本由表10-5得 2.91； 2.252

23、 6）查取应力校正系数。查课本由表10-5得 1.53； 1.744 7）计算大、小齿轮的并加以比较 （4-46） （4-47）大齿轮的数值大。所以选用大齿轮。 设计计算 （4-48） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强的算得的模数=3.02并就近圆整为标准值=3，按接触强度算得的分度圆直径=77.4mm，算出小齿轮齿数 （4-49） 大齿轮的齿数 取 。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿

24、根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=63 （4-50）=234 （4-51）（2）计算中心距 （4-52）（3）计算齿轮宽度（4-53） 圆整后取 表4.1 方案对比表齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数z18872178齿宽B（mm）40357065中心距a(mm)105156模数（mm）2233压力角20202020齿顶高系数1111顶隙系数0.250.250.250.25分度圆直径d3617478234变位系数0000齿顶高2233齿根高2.52.53.753.75齿顶圆直径4017885.5241.5齿根圆直径31169722285轴的拟定5.1联轴器

25、的设计及选择1类型选择.联轴器的类型根据工作要求选定。联接电动机与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器，弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器，由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可移式联轴器。2联轴器的设计计算（1）高速轴的联轴器的选择已知=5.445kw =1440r/min =36110Nmm；选取轴的材料为40Cr，调质处理；查机械设计课程设计得电动机型号为Y132S-4的D=38mm。查课本表15-3，取=112，所以得高速轴的最小直径处算为：

26、（5-1）联轴器的计算转矩查课本,选取,所以转矩为: （5-2）按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件,查机械设计课程设计，选取TL5型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为125Nm。半联轴器的孔径，长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度，联轴器与电动机配合的半联轴器选择孔径为，所以高速轴的最小直径选为。（2） 低速轴的联轴器的选择 已知=4.92kw =81.47r/min =5765150Nmm；选取轴的材料为45钢，调质处理；查课本表15-3，取=112，所以得高速轴的最小直径处算为： （5-3）联轴器的计算转矩查课本,选取,所以转矩为: （5-4）按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件,查机械设计课程

27、设计，选取TL8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器的孔径，长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度，所以低速轴的最小直径选为50mm。5.2初选滚动轴承的类型及轴的支承形式按照对轴系轴向位置的不同限定方法，轴的支承结构可分为三种基本型式，即双支点各单向固定，常用两个安装的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，两个轴承各限制轴载一个方向的轴向移动。深沟球轴承也可用于双支点各单向固定的支撑，主要用于无轴向力的支撑；一支点双向固定，另一端支点游动，用于跨距较大且工作温度较高的轴，其热伸长量大；两端游动支承，对于一对人字齿轮本身的相互轴向限位作用，它们的轴承内外圈的轴向紧固应设计成只保证其中一根轴向

28、相对机座由过顶的轴向位置，而另一根轴上的两个轴承都必须是游动的以防止卡死或人字齿的两侧受力不均匀。普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，常采用两端固定支承。因为采用直齿圆柱齿轮，轴承仅承受径向力的作用,故选用深沟球轴承，轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。在设计时应注意留有适当的轴向间隙，以补充工作时轴的热伸长量。对于可调间隙的角接触球轴承，则可利用调整垫片或螺纹件来调整轴承游隙，以保证轴系的游动和轴承的正常运转。5.3轴承盖的结构轴承盖的作用是固定轴承、承受轴向载荷。密封轴承座孔、调整轴系位置和轴承间隙等。采用凸缘式轴承盖。5.4滚动轴承的润滑与密封根据课本适用

29、于脂润滑和油润滑的值界限（表值），因为采用深沟球轴承，所以本次设计轴承采用油润滑，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷、稀释而流失，所以在轴承内侧设置挡油盘。在减速器的输入轴与输出轴的外伸端，应在轴承盖的轴孔内设置密封件。5.5确定齿轮位置和箱体内壁线箱座壁厚；;；;；。6 轴与滚动轴承的设计、校核计算6.1低速轴的设计 1.已知kW，；选取轴的材料为45 钢，调质处理；轴的最小直径是联轴器的孔径，所以低速轴的最小直径确定为50mm。 2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 （6-1） （6-2） 3.轴的结构设计 （1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

30、1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段左端需要制出一轴肩,由半联轴器的孔径可知，故取-的直径;右端用轴端挡圈定位,由轴径取挡圈的直径为，半联轴器与轴配合的毂孔长度为，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取。 2）初步选择滚动轴承。因轴承仅承受径向力作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6212，其尺寸为,故;考虑到挡油盘，取 。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6212型轴承定位轴肩高度。3）取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为,

31、为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取。 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高,取.轴环宽度,取,即。 4）轴承端盖的总宽度为30mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取。5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离。考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离;已知滚动轴承宽度B=21,高速齿轮轮毂长L=55,考虑到各个部分，取 ，；至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.传动轴总体设计结构图：6.2输出轴的校核 1.求作用在齿轮上的力已知输出轴大齿轮的分度圆直径为=262 2.从轴的载荷分析图可以判断 危险截面在B处，现将计算出的截面B处的、 的值列于下表表6-1对照表载荷水平面H垂直面V支反力F(N)=1866.4 =3060.9=679.3 =1114.1弯矩M(Nmm)=191306总弯矩扭矩T(Nmm )576.5156. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据：= （6-4）前已选轴材料为45钢，调质处理。查课本表15-1得=60MP 1.210齿轮端面与内机壁距离16机盖，机座肋厚 轴承端盖外径+（55.5）112（）92（）140（）轴