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1、韶 关 学 院课程设计说明书（论文）课程设计题目：带式输送机传动装置设计学生姓名：学 号：院 系：物理与机电工程机电系专业班级： 09机制3班 指导教师姓名及职称：罗昕 副教授 蔡小梦 副教授 起止时间： 2011年11月 至 2011 年 12 月 课程设计评分：（教务处制） 目录一、 选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、减速器的结构五、传动零件的设计计算六、轴的计算七、键的选择和校核八、轴承的的选择与寿命校核九、联轴器的选择十、润滑方法、润滑油牌号 学生姓名专业班级09机制3班学号指导教师姓名及职称罗昕副教授 蔡小梦副教授设计题目带式输送机传
2、动装置设计已 知 条 件1滚筒效率g=0.94(包括滚筒与轴承的效率损失)；2工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；3使用折旧期 4年一次大修，每年280个工作日，寿命8年；4工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35；5制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产；6. 运输带速度允许误差 5%；7动力 电压380/220V设计内容和要求：1）从机器功能要求出发，拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析。2）合理选择电动机，按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理地选择零件材料、热处理方法，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。3）考虑制造工艺、安装、调整、使用、维
3、修、经济和安全等问题，设计机械零部件。4）图面符合制图标准，尺寸公差、形位公差及表面粗糙度标注正确，技术要求完整合理。5）基本参数:输送带工作拉力F=2700 KN 输送带工作速度= 1.3m/s 滚筒直径D= 350mm工作任务及工作量要求：1) 按给定条件设计减速器装置；2）完成减速器装配图1张（A0或A1图纸）；2）低速轴、低速齿轮零件工作图各1张；3）编写设计计算说明书1份。内容包括：机械系统方案拟定，机构运动和动力分析，电动机选择，传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算，低速轴、低速齿轮的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献等内容。4装配图设计(4天)5. 零件
4、工作图设计(2天)6编写设计说明书(3天)7总结答辩（1天）7总结和答辩(1天)进度安排1设计准备(1天)2传动装置的总体设计(1天)3传动件的设计计算(3天)主要参考文献1龚桂义.机械设计课程设计指导书M.第二版 北京:高等教育出版社, 20012龚桂义.机械设计课程设计图册M.第三版 北京:高等教育出版社, 19893濮良贵.机械设计 M.第七版 北京:高等教育出版社,20014吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册M.第二版 北京:高等教育出版社 19965王文斌.机械设计手册M.第三版，一、二、三册 北京:机械工业出版社, 2005院系（或教研室）审核意见：审核人签名及系公章： 年 月
5、日任务下达人（签字） 2011年11月28日任务接受人（签字）2011年11月28日计算及说明一、选择电动机(1) 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 （2） 选择电动机的容量 电动机所需功率计算工式为：（1）P= KW，（2） P = Kw 因此 P= Kw 所以由电动机至卷筒的传动总功率为： 式中：，分别为轴承、齿轮传动、连轴器和卷筒的传动效率。 取=0.99(轴承)，=0.98（齿轮），=0.97, =0.94. 则： 方案电动机型号额定功率 Kw电动机转速r/min电动机质量Kg同步转速异步转速1 Y132M2 - 65.510
6、00960842Y132S - 4 5.5 1500 1440 683Y132S1-2 5.53000290064 又因为: =1.3m/s 所以: P= =4.26Kw (3) 确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为 n = r/min 按表1推荐的传动比合理范围,取二级圆柱齿轮减速器的传动比=840,所以电动机转速的可选范围为: = n = (840) 70.97= 5682838 r/min 符合这一范围的同步转速有: 1000r/min 、1500r/min 、3000r/min 根据容量和转速,由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案,如下表:选用Y132S
7、 - 4电动机： 型号额定功率满载时转速r/min起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132S - 45.514402.22.3低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高，但也以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。因此综合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案2比较合适。所以，选定电动机型号为 Y132S - 4二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 由电动机的的型号Y132S - 4 ，满载转速 （1）总传动比 （2）分配减速器的各级传动比 按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12展开式 线查
8、得 =5.5, 则： 。三、计算传动装置的运动和动力参数 为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次为I 轴、II 轴、III轴，以及 、，为相邻两轴间的传动比； 、，为相邻两轴间的传动效率； 、，为各轴的输入功率（Kw）； 、 ，为各轴的输入转矩（Nm）； 、，为各轴的转速（r/min）； （1） 各轴的转速 I轴 r/min II轴 r/min III轴 r/min 卷筒轴 r/min (2) 各轴输入功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 各轴输出功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 （3） 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩为： I轴 II轴 III
9、轴 卷筒轴 各轴输出转矩 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P （Kw）转矩 T （Nm）转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.4814.5028900.981I 轴4.174.1327.6927.4114400.965.5II轴4.011.97146.22144.76261.820.963.69III轴3.853.81518.1512.9270.950.911卷筒轴3.743.52507.8477.3370.95四、减速器的结构铸铁减速器机体结构尺寸表： 名称符号数值机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度
10、20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径16机盖与机座联接螺栓直径12联接螺栓的间距180轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径d8至外机壁距离26至外机壁距离22至外机壁距离18至凸缘边缘距离24至凸缘边缘距离16轴承旁凸台半径22凸台高度h49外机壁至轴承座端面距离50圆柱齿轮外圆与内机壁距离10圆柱齿轮轮毂端面与内机壁距离8机座肋厚m7机盖肋厚7轴承端盖外径126和135轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离s146、186、170五、传动零件的设计计算 第一对齿轮（高速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动； （
11、2）精度等级选7级精度（GB10095-86） （3）材料选择。由表10-1（常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 （4）选小齿轮齿数为 =20，大齿轮齿数。取=110 （5）选取螺旋角。初选螺旋角 =2、按齿面接触强度设计 公式如下： （1）确定公式内的各值计算 1）、试选=1.6 2）、由图10-30选项取区域系数=2.433。 3）、由图10-26查=0.72, =0.84则 =+=1.56 4）、计算小齿轮传递的转矩 5）、由表10-7选取齿宽系数=1 6）、由表10-6查得材料的弹性影响系数=18
12、9.8 7）、由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600，大齿轮的接触疲劳强度极限=550。 8）、由式（10-30） N=60j 计算应力循环系数。=6014401（282808）=.=/5.5= 9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.90, =0.94。 10）、计算接触褡许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： =0.90600=540 =0.94550=517 所以 =(+)/2=(540+517)/2=529 (2) 计算 1）、试算小齿轮分度圆直径 =37.10mm 2)、计算圆周速度 =2.80m/s 3）、计算齿宽b及模数
13、=137.2 =37.1 mm =1.8 mm h=2.25=2.251.8=4.05mm b/h37.1 / 4.05=9.16 4)、计算纵向重合度 =1.59 5）、计算载荷系数K 已知使用系数。根v=2.80 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.10 。由表10-4查得的计算公式与直齿轮相同，则： =1.42 由图10-13查得=1.35 由表10-3查得=1.2 ，所以载荷系数 =11.11.21.42=1.87 6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）得： =37.1=39.1mm 7)、计算模数 = mm3 按齿根弯曲强度设计 （1）确定计
14、算参数 1）、计算载荷系数 =1111.21.35 =1.782 2)、根据纵向重合度 1.59，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88 3)、计算当量齿数 4)、查取齿开系数 由表10-5查得 ， 5)、查取应力校正系数得： ，1.79 6）、由图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 7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.82, =0.86 8)、计算弯曲疲劳许用应力 取疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得： = 9）、计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大 （2）设计计算 mm 对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿
15、根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.0 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=37.1 mm来计算应有的齿数。于是有： 取 =18 =5.518=99 取 =994几何尺寸计算 （1）计算中心距 mm 将中心距圆整为：120mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，所以参数、等不必修正 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 mm mm (4) 计算齿轮宽度 mm 圆整后取 =40mm, =45mm5 验算 合适第二对齿轮（低速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动； （2）精度等级选7级
16、精度（GB10095-86） （3）材料选择。由表10-1（常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 （4）选小齿轮齿数为 =20，大齿轮齿数。取=74 （5）选取螺旋角。初选螺旋角 =2、按齿面接触强度设计 公式如下： （1）确定公式内的各值计算 1）、试选=1.6 2）、由图10-30选项取区域系数=2.433。 3）、由图10-26查=0.72, =0.84则 =+=1.56 4）、计算小齿轮传递的转矩 5）、由表10-7选取齿宽系数=1 6）、由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 7）、由图1
17、0-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600，大齿轮的接触疲劳强度极限=550。 8）、由式（10-30） N=60j 计算应力循环系数。=601261.821（282808）=.=/3.69= 9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.90, =0.94。 10）、计算接触褡许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： =0.90600=540 =0.94550=517 所以 =(+)/2=(540+517)/2=529 (2) 计算 1）、试算小齿轮分度圆直径 =66.24mm 2)、计算圆周速度 =0.91m/s 3）、计算齿宽b及模数 =166.2
18、4 =66.24 mm =3.21 mm h=2.25=2.253.21=7.23mm b/h37.1 / 4.05=9.16 4)、计算纵向重合度 =1.59 5）、计算载荷系数K 已知使用系数。根v=0.91 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.10 。由表10-4查得的计算公式与直齿轮相同，则： =1.42 由图10-13查得=1.35 由表10-3查得=1.2 ，所以载荷系数 =11.11.21.42=1.87 6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）得： =66.24=69.77mm 7)、计算模数 = mm3 按齿根弯曲强度设计 （1）确定计
19、算参数 1）、计算载荷系数 =1111.21.35 =1.782 2)、根据纵向重合度 1.59，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88 3)、计算当量齿数 4)、查取齿开系数 由表10-5查得 ， 5)、查取应力校正系数得： ，1.77101 6）、由图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 7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.82, =0.86 8)、计算弯曲疲劳许用应力 取疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得： = 9）、计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大 （2）设计计算 mm 对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数
20、大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=3.0 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=37.1 mm来计算应有的齿数。于是有： 取 =18 =3.6917=62.45 取 =624几何尺寸计算 （1）计算中心距 mm 将中心距圆整为：120mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，所以参数、等不必修正 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 mm mm (4) 计算齿轮宽度 mm 圆整后取 =70mm, =75mm5 验算 合适六、轴的计算1、第III轴的计算 轴的输入功率为，轴的转速为，轴的输入转矩为 。 2、求作用在齿轮上的力 由前面齿
21、轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径 ，则：3、初步确定轴的最小直径 按式（5-2）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15-3 于是有： 取最小直径为43mm.4轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案选用图15-22a所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a为了满足轴向定位要求，1-2轴段要制出一轴肩，故取2-3段的直径=45mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。先取=80mm。 b初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用但列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=45mm，查手册P72由轴承产品目录中初步选
22、取03尺寸系列，0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，故和均取50mm，所以=29.25 =T+a+s+(70-66)=29.25+12.25+8+4=53.5mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位。则定位高度h=（0.70.1）d，取h=5mm，则=55mm。c取安装齿轮处的轴段6-7的直径=55mm；而55mm;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm。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=66mm，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d，取h=5mm，则轴环的直径=60mm。轴环宽度1.4hb，取=12
23、mm。=79.75d轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与一轴的距离l=30mm（参考图15-21），故=50mm。5、求轴上的载荷 在确轴承的支点位置时，从手册中查得30310型圆锥滚子轴承a=21mm.由图可知作为支梁的轴的支承跨距：0。所得轴的弯矩图和扭矩图如下所示： （1）计算支反力 又 将各已知数代入解得 =1676.5 N ， （2）计算弯矩M （3）计算总弯矩 （4）计算扭矩T 5、按弯矩合成应力校核轴的强度 校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据（15-5），取 ，则： 根据选定材料为45钢，调质处理，由
24、表15-1查得 因此 ， 所以安全。 七、键的选择和校核1、III轴（1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，故采用平键联接。当轴（与联轴器连接）的直径d=55mm。根据此直径从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm,高度h=10mm. 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=324。（2）键联接强度的校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力取其平均值，。键的工作长度l=L-b=324-16=308mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm。由式（6-1）得： 可见联接的挤压强度满足要求。 同理第二轴第一轴算法一样。八、轴承的的选择与寿命校核
25、第III轴的轴承计算 已知：，。轴承预期计算寿命：3815300=108000h，轴的转速为（1）选择轴承型号为30310。（2）求两轴承受到的径向载荷和 将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由力分析可知 、分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向载荷；、分别为左右轴承的径向载荷。 (3) 求两轴承的计算轴向力和 对于30310型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力， 查表6-7得，额定动载荷， 。则： 按式13-11得 （4）求当量载荷、 由表13-5分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 对轴承2 因轴承运转中载荷变动较小，按表13-6，故左右
26、轴承当量动载荷为： 因为，所以按左边轴承的受力大小验算： =989649h 108000h 故所选轴承可满足寿命要求。九、联轴器的选择 1、类型选择 为了隔离振荡和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2、载荷计算 由前面计算得轴的输入转矩为， 根据表14-1，选取工作情况系数 于是计算转矩按式14-3得 3、型号选择 查表8-5弹性套柱销联轴器按满足，被联接轴的转速不应超过所选联轴器允许的最高转速，即，协调轴孔的直径等校核的要求选择联轴器 选取型号为：HL3型此型号联轴器的一些参数如下列：公称转矩 500Nmm ，许用转速为 ，轴孔直径d = 40轴孔类型为Y型，其长度为112 mm， D = 160mm质量为8 Kg6 ，转动惯量为0.6Kg，径向补偿量=0.15，角向= 十、润滑方法、润滑油牌号本减速器采用油润滑方法参考表7-1选取全损耗系统用油（GB443-89）牌号：L-AN22因为此牌号润滑油主要适用于小型机床齿轮箱，传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。参考资料机械设计（第七版）；机械设计课程设计手册（第二版）；机械设计课程设计指导书（第二版）；机械设计课程设计图册（第三版）；机械设计手册2.0（软件版）。机械原理 （第六版）材料力学（第三版）
