机械设计课程设计-带式输送机传动装置.doc

机械设计课程设计说明书

题目： 带式输送机传动装置

目录
一、.设计任务书........................................................................1
二、传动方案分析.....................................................................2
三、电动机的选择和参数计算.................................................2
四、齿轮设计计算.5
五、轴的设计...........................................................................14
六、键的选择校核...................................................................18
七、轴承的校核..........................................................19
八、联轴器的选择及校核.......................................................21
九、密封与润滑的选择...........................................................21
十、减速器附件及说明...........................................................22
十一、三维图.............................................................24
十二、设计小结.......................................................................27
参考资料...................................................................................27

设计及计算过程
结果
二、任务书分析
1、分析标题及结果简图
主要设计二级展开式圆柱齿轮减速器，齿轮不对称分布，考虑啮合位置以及中心距的调整，初步选用圆柱斜齿轮传动。
2、分析工作环境
工作地点为煤场，灰尘较多，设计时注意密封以及润滑。
3、分析受力
载荷有中等冲击，设计时应注意强度以及安全系数问题，尽量能有缓冲、减振效果。

三、电动机的选择和参数计算
电动机是标准部件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和工作载荷等条件选择电动机的类型、结构容量和转速。
1.选择电动机类型和结构形式
由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此无特殊要求时应选三相交流电动机，又有三相异步电动机应用最广泛，所以根据用途选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自冷式结构。
2.选择电动机的容量（功率）
由于减速器工作载荷较稳定，长期连续运行，所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的工作功率Pd即Ped≥Pd，电动机就能安全工作。
1>传动装置的总效率
总效率η＝
式中，为联轴器效率（弹性联轴器），=0.99；为齿轮传动效率（8级精度齿轮传动），=0.97；为轴承效率（滚动轴承），=0.98；为卷筒效率=0.96。
则有 η＝＝0.8166。
卷筒转速n===0.81224r/s=48.7343r/min
卷筒转矩M=F·=1297×0.29/2=188.065N·m=9550
即 =0.9597kw
电动机所需工作功率为：
=/η=0.9597/0.8166=1.1752kw
2>电动机的选择
经查两级展开式圆柱齿轮减速器传动比分配图表，估计一级减速传动比＝5，二级减速传动比＝4，则总传动比为＝20，电动机转速为＝×n＝20×48.7343＝974.682r/min。
综合考虑电动机功率、价格、转速和传动装置减速器的传动比，选定型号为Y112M-6的三相异步电动机。

电动机型号
额定功率
P
kw
电动机额定转速

满载转速
电动机重量
N
转速（r/min）
电流/A
效率
%
Y112M-6
2.2
1000

940
5.61
80.5
45
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

1>总传动比
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝940/48.7343=19.288
2>分配传动比
当两级齿轮的材质和热处理条件相同、齿宽系数相等时，卫为使高、低速级大齿轮的浸油深度大致相等，且低速级大齿轮直径略大，传动比按下式分配：
＝=5
=19.288/5=3.86
经圆整得：=5 =3.86 =19.3
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速
=
  ＝＝940/5＝188r/min
   ＝＝188/3.86＝48.7r/min

（2）各轴输入功率
＝×＝1.1752×0.99＝1.1634kW
  ＝×η2×＝1.1634×0.97×0.98＝1.106kW
  ＝×η2×＝1.106×0.97×0.98＝1.0513kW
＝××=1.0513×0.99×0.98＝1.020kW
(3) 各轴输入转矩
电动机轴的输出转矩：
=9550 =9550×1.1752/940=11.94 N·m
所以: ＝× =11.94×0.99=11.82N·m
＝×××=11.82×5×0.97×0.98=56.2N·m
＝×××=56.2×3.86×0.97×0.98=206N·m
=××=206×0.99×0.98=200 N·m
运动和动力参数结果如下表
轴名
输入功率P/ KW
输入转矩T Nm
转速r/min
传动比i
效率η
电动机轴
1.1752
11.94
940
1
0.99
1轴
1.1634
11.82
940
5
0.9506
2轴
1.1060
56.2
188
3.86
0.9506
3轴
1.0513
206
48.7
1
0.9702
卷筒轴
1.0200
200
48.7

四、齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算
1.齿轮材料、精度及参数
（1）选取齿轮的材料、热处理方法及齿面硬度，由表3-3：
  高速级小齿轮选用钢，调质， HB=260HBS
高速级大齿轮选用钢,正火 HB=220HBS
HB-HB=260HBS-220HBS=40HBS, 合适。
选取齿轮精度 按GB/T10095－88，选择8级。
选取齿数 取小齿齿数=20；
大齿轮齿数Z=i×Z=5×20=100。
（4）选取螺旋角 β=15°
（5）齿宽系数 =1.05 （表3-7，轴承相对齿轮不对称布置）
2.按齿面接触强度设计

（1）确定各参数的值:
1>载荷系数K
使用系数 由表3-4 =1.25
动载系数 估计圆周速度 ν=1m/s
=0.24m/s 查图3-11b 选取=1.02。
齿间载荷分配系数

==1.66
=
=+=3.81
由图3-13，=1.44
齿向载荷分布系数 由图3-17，=1.2
K==1.25×1.02×1.44×1.2=2.2
2>计算转矩 =9.55×
=9.55×10×1.1634/940=1.182×10N·mm
3>由图3-19查得区域系数=2.42
4>重合度系数 由式3-14

5>螺旋角系数 =0.983
6>由表3-5查得弹性影响系数
7>由图3-27c查得接触疲劳极限应力 =605MPa
由图3-27b查得接触疲劳极限应力 =500MPa
8>由式325计算应力循环次数
N=60nj =60×940×1×（1×8×300×8）
=1.08×10
N= =2.08×10
9>查图3-25查得寿命系数得：K=0.98 K=1.10（允许一定的点蚀）
10>计算解除疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1应用公式3-24得:
==0.98×605=592.9

==1.1×500=550
取 =550
（2）设计计算
1>小齿轮的分度圆直径

=
=28.9mm
2>计算圆周速度

3>修正载荷系数 按=1.42×20/100=0.284 ，由图3-11a查得动载荷系数=1.05
4> 校正分度圆直径29.2mm
5>计算法向模数
mm
考虑到齿轮以及轴系部件的安装以及强度要求，模数应略大些，取标准值2mm
6>计算中心距
a=mm
7>修正螺旋角

8>计算分度圆直径 =41.67mm
=208.3mm
9>计算齿轮宽度 =1.05×41.67=43.75mm
取=b=45mm =b+6=50mm
3.校核齿根弯曲疲劳强度

1>计算重合度系数
=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.7
2>螺旋角系数
3>当量齿数

3>查取齿形系数 由图3-21查得 =2.7 =2.18
4>查取应力修正系数 由图3-22查得=1.55 =1.8
5>查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 由图3-28c 查得=500MPa;由图3-28b查得 =400MPa；由图3-26按=1.08×10, =2.08×10 分别查得=1
6>计算弯曲疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1应用公式3-24得:
==1×500=500
==1×400=400
7>计算弯曲应力

<
（二）低速级齿轮传动的设计计算
1.齿轮材料、精度及参数
（1）选取齿轮的材料、热处理方法及齿面硬度，由表3-3：
  高速级小齿轮选用钢，调质， HB=260HBS
高速级大齿轮选用钢, 正火 HB=220HBS
HB-HB=260HBS-220HBS=40HBS, 合适。
选取齿轮精度 按GB/T10095－88，选择8级。
选取齿数 取小齿齿数=24；
大齿轮齿数Z=i×Z=3.86×24=93
（4）选取螺旋角 β=15°
（5）齿宽系数 =1.05 （表3-7，轴承相对齿轮不对称布置）。

2.按齿面接触强度设计公式

（1）确定各参数的值:
1>载荷系数K
使用系数 由表3-4 =1.25
动载系数 估计圆周速度 ν=1m/s
=0.24m/s 查图3-11b 选取=1.02。
齿间载荷分配系数
=
=1.65
=
=+=4.08
由图3-13，=1.46
齿向载荷分布系数 由图3-17，=1.2
K==1.25×1.02×1.46×1.2=2.23
2>计算转矩
=9.55×=9.55×10×1.106/180.77
=5.843×10N·mm
3>由图3-19查得区域系数=2.42
4>重合度系数 由式3-14

5>螺旋角系数 =0.983
6>由表3-5查得弹性影响系数
7>由图3-27c查得接触疲劳极限应力 =605MPa
由图3-27b查得接触疲劳极限应力 =500MPa
8>由式3-25计算应力循环次数
N=60nj =60×180.77×1×（1×8×300×8）
=2.08×10
N= =5.61×10
9>查图3-25查得寿命系数得：K=1.1 K=1.2（允许一定的点蚀）
10>计算解除疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1应用公式3-24得:
==1.1×605=665.5

==1.2×500=600
取 =600
（2）设计计算
1>小齿轮的分度圆直径

=
=47.4mm
2>计算圆周速度

3>修正载荷系数 按=0.466×24/100=0.112，
由图3-11a查得动载荷系数=1.01
4> 校正分度圆直径47.2mm
5>计算法向模数

圆整取标准值2.5mm
6>计算中心距
a=
7>修正螺旋角

8>计算分度圆直径 =61.54mm
=238.46mm
9>计算齿轮宽度 =1.05×61.54=64.62mm
圆整取=65mm =b+6=70mm
2.校核齿根弯曲疲劳强度

1>计算重合度系数
=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.7
2>螺旋角系数
3>当量齿数

4>查取齿形系数 由图3-21查得 =2.53 =2.16
5>查取应力修正系数由图3-22查得
=1.63 =1.84
6>查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 由图3-28c 查得=500MPa ;由图3-28b查得 =400MPa；由图3-26按=2.08×10 , = 5.61×10分别查得=1
7>计算弯曲疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1应用公式3-24得:
==1×500=500
==1×400=400
8>计算弯曲应力

<

五、轴的设计
1、轴结构设计
1>初步计算轴径
先按式10—2初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、
调制处理。

根据表10—2，取，于是得

轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%~5%，于是得

2>轴的径向尺寸原则：
当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（ 6~8）mm，否则可取（1~3）mm。
3>轴的轴向尺寸原则：
轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（1~3）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（1~3）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于4~6mm。
4>高速轴装配方案：
左端：左端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器，依次从轴的左端向右安装；
右端：右端轴承、调整垫片、端盖，依次从轴的右端向左安装。
5>高速轴尺寸设计：
最左端安装联轴器，其为标准件，考虑联轴器尺寸，取装联轴器的轴段轴径为18mm，长度为40mm;为了满足联轴器轴向定位要求，轴段右端需要制出一轴肩，并考虑标注密封件内径尺寸，故取下一段的直径为25mm,长度由轴承座以及端盖尺寸确定。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,故选用单列角接触球轴承，参照手册,初步选取单列角接触球轴承7206C型，内径30mm，宽度16mm定位轴肩最小值36mm,因此此段轴为轴径30mm，长度18mm；下一轴段轴径为36mm，长度由箱体内壁宽以及齿轮啮合位置确定，考虑轴承安装时距内壁留有3~5mm间隙以及下一级齿轮安放位置，确定此段长度为93mm；对侧尺寸设计类似。
初步定高速齿轮轴结构为：

图5.1
6>中间轴结构设计同高速轴类似，结构简图为：

图5.2
7>低速轴结构设计同上，结构见图为：

图5.3
2、以中间轴为例进行强度计算
1>分析轴上受力
大齿轮受力：
转矩：=56200Nmm
圆周力：
径向力：
轴向力：
小齿轮受力：
转矩：
圆周力：
径向力：
轴向力：
2>计算轴承反力
水平面内：

垂直面内：

3>画出水平面弯矩图，垂直面弯矩图和合成弯矩图。（见图5.4）
4>画出轴的转矩图（见图5.4）。
5>轴的材料援用45钢调制，由《机械零件手册》查得，。查得，，。
6>当量转矩
=0.579×56200=32540Nmm
=0.579×1141=661Nmm
7>当量弯矩为
Nmm
Nmm
Nmm
8>校核轴颈

中间轴最小轴颈为35mm,因此强度符合要求。

图5.4

六、键的选择与校核
1、键的选择
根据轴径和轴的长度选择键，选择普通平键。
输入轴：联轴器段轴径18mm，选键 6×6×35
中间轴：大齿轮配合段轴径38mm，选键 10×8×36
小齿轮配合段轴径38mm，选键 10×8×63
输出轴：大齿轮配合段轴径48mm，选键 14×9×58
联轴器段轴径35mm，选键10×8×73
2、键的校核
由于静连接，取，
输入轴，键的接触长度
能传递的转矩为：

中间轴：与大齿轮配合处键的接触长度

能传递的转矩为：

与小齿轮配合处键的接触长度

能传递的转矩为：

输出轴：联轴器段键的接触长度
能传递的转矩为：

与大齿轮配合段键的接触长度

能传递的转矩为：

因此强度通过
结论：键安全
七、轴承的校核
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,故选用单列角接触球轴承。
1、基本寿命
八年一班
2、对中间轴轴承寿命校核
1>基本参数
轴承型号为角接触球轴承7207C
其尺寸为d×D×B=35×72×17。
查手册轴承的轴向载荷的基本额定动载荷Cr=30.5KN
基本额定静载荷Cor=20KN
油润滑=11000r/min

2>由轴承计算部分可知：
轴承所受的径向载荷分别为

轴向力为：(向右)

3>计算内部轴承力

N
N
4>计算单个轴承的轴向载荷
比较与:
由图示结构可知，1轴“压紧”，2轴“放松”。
因此
5>当量动载荷
即： X=0.44 Y=1.30
即： X=1 Y=0

6>计算寿命

结论：轴承合格

八、联轴器的选择及校核
由于工作环境为煤场，并且有中等冲击载荷，取工作情况系数K=1.8，为了减小启动转矩和良好的减震性能，采用弹性套柱销联轴器。
输入轴轴头直径为18mm

选用TL3弹性套柱销联轴器，[T]=31.5Nm>
输出轴轴头直径为35mm

选用TL7弹性套柱销联轴器，[T]=500Nm>
结论：联轴器安全。

九、润滑与密封
1、润滑方式
由于高速级大齿轮圆周速度，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。齿轮装配后最好能在添加硫、磷型极压添加剂的条件下进行走合，改善齿面的粗糙度，提高润滑效果。对润滑油的性能要求：粘度适当、抗磨性能良好、一定的油膜强度和稳定性、无腐蚀作用等。查《机械设计课程设计》可选中负荷工业齿轮油GB 5903-1995，代用品为机械油HJ-50。保证高速级大齿轮浸入油的深度约一个全齿高，规定装油深度为59mm。
2、密封方法的选取
轴端透盖根据润滑方式和轴径选择J型骨架式橡胶油封，检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油，剖分面涂以水玻璃。

十、减速器附件及说明
1．窥视孔盖
在减速器箱盖顶部开窥视孔，以便于检查传动件的啮合情况、润滑状况、接触斑点及齿侧间隙等。窥视孔应设在能看到两级齿轮啮合区的位置，并有足够大小，以便手能深入操作。设有凸台，便于机械加工出支承盖板的表面，窥视孔盖的规格为140×120mm，钢板制成。盖板用螺栓固定，盖板与凸台接合面间加装防渗漏的石棉橡胶纸垫片密封。
2．放油螺塞
螺塞规格为，放油孔的位置应在油池的最低处，并安装在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。
3．油标
油标选用M12杆式油标，用于检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，常放置在便于观察、油面较稳定的部位。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
4．通气器
减速器在运转时，箱体内温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利。为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在窥视孔盖板上安装通气器。
5．起盖螺栓
箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装在其中的启盖螺栓便可方便地顶起箱盖。启盖螺钉上的螺纹长度至少大于机盖联结凸缘厚度10mm。
6．定位销
为保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体的联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，并尽量设置在距离最远处。定位销为圆公称直径（小端直径）可取，为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于安装。
7．起吊装置
选用M10的吊环螺钉，装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖。
箱座上设计有四个吊钩用于吊运整体减速器。
8．调整垫片组
调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置以及齿轮啮合位置。
9.减速器箱体结构尺寸如下：

名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

9
箱盖壁厚

9
箱盖凸缘厚度

14
箱座凸缘厚度

14
箱座底凸缘厚度

22
地脚螺栓直径

M16
地脚螺栓数目

查手册
6
轴承旁联接
螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖
螺栓直径

=（0.4~0.5）
M8
窥视孔盖
螺栓直径

=0.3~0.4）
M6
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
外机壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
42
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
12
齿轮端面与内机壁距离

>
10
机座肋厚
m

8

8
轴承端盖外径

+（5~5.5）
102（1轴）112（2轴）
125（3轴）

十一、 三维图
1、箱盖

2、 箱座

3、 俯视图齿轮啮合

4、 主视图

5、 俯视图

十一、设计小结
我设计的课题是，二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想和解决工程实际问题的能力，对巩固和扩展有关机械设计方面的知识有重要的作用。本次设计得到了指导老师的细心指导和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。经过此次的机械设计的训练，对机械设计产生了浓厚的兴趣，也对机械设计的流程有了初步的了解，能够为以后的实践做好指引。
在整个过程中不仅仅体会到了真正应用知识的乐趣，更在课程设计的过程中体会到了工程人员应有的素质和技能。
课程设计的本质是将理论用于实践，找到自己在学习中的不足和问题，而我们将课程设计做到废寝忘食的地步时，才知道在青春的岁月里，真正的将自己的精力和时间用于一项小小的“事业”是多么的快乐。虽然这次设计已告一段落，但是学海无涯、学无止境，这是一个结尾，同时也只是一个开始。今后，我们会以更饱满的热情投入到今后的学习生活中，做一个不断探索，勇于创新的大学生。

参考资料
1. 《机械设计》许立忠 袭景安主编 北京：机械工业出版社 2003
2. 《机械设计课程设计指导手册》 韩晓娟 主编 北京：中国标准出版社 2009
3. 《机械设计课程设计图册》 龚溎义 主编 北京：高等教育出版社 2009
4. 《画法几何与机械制图》 贾春玉 郑长民 主编 北京：中国标准出版社 2008
5. 《机械原理》 安子君 主编 北京：国防工业出版社 2009
6．《互换性与测量技术基础》邵晓荣 曲恩主编 北京：中国标准出版社 2007
7.机械设计手册 软件版

η=0.8166

=1.1752kw

=5
=3.86 =19.3

(注：齿轮设计部分所查图表以及公式均来自教材
《机械设计》 机械工业出版社 )

=20
Z=100

d=28.9mm

a=125mm

=
50mm
=
45mm

1

S=1

=24
Z=93

d=47.4mm

a=150
mm

=
70mm
=
65mm

1

S=1

=56200Nmm

=
32540
Nmm

结论：键安全

结论：轴承合格

结论：联轴器安全。

燕山大学 《机械设计》 课程设计综评

项目
细则
成绩
平时成绩
(30分)
出勤
(15分)
(A)全勤

(B)缺勤不多于2次
(C)缺勤不多于5次
(D)缺勤5次以上的
态度
(15分)
(A)积极

(B)比较积极
(C)一般
(D)不积极
图面成绩
(50分)
结构
(10分)
合理

比较合理
图面
质量
(40分)
优

良
中
及格
不及格
答辩成绩
(20分)

优

良
中
及格
不及格
总成绩

答辩小组成员签字

年 月 日