机械设计课程设计带式输送机的传动系统

1、机械设计课程设计目 录0 机械设计课程设计任务书21 传动系统的方案42 电动机的选择53 总传动比及传动比分配84 传动装置运动参数的计算85 传动齿轮的设计106减速器传动轴及轴上零件的设计207减速器滚动轴承的选择358键连接和联轴器的选择38 9 减速器箱体结构尺寸4110.润滑方式及密封装置的选择4311.课程小结4412.参考文献45机械设计课程设计说明书1设计条件1）机器功用 机器功能：用于井下煤炭的运输；2）工作情况 工作中载荷不均，有轻微冲击；3）运动要求 耙斗运动速度误差不超过7；4）工作能力 储备余量15%；5）使用寿命 10年，每年300天，每天8小时；6）检修周期 半

2、年小修，两年大修；7）生产批量 单件、小批量生产；8）生产厂型 中型机械厂。2原始数据1）主滚筒工作拉力（kn）5.4；2）主滚筒圆周速度（m/s）：1.63；3）主滚筒工作直径（mm）：630；3设计任务1）设计内容 电动机选型；传动件设计；减速器设计；离合器选型设计；滚筒轴系设计；其他。2）设计工作量 减速器装配图1张；零件图2张；设计计算说明书1份。4设计要求1）减速器设计成二级圆柱齿轮减速器；计 算 及 说 明结 果0. 设计任务书1) 设计任务设计带式输送机的传动系统，要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器，并包含联轴器和电机的选型。2) 原始数据输送带有效拉力f=54000n输送带工

3、作速度v=1.63 m/s （允许误差5%）;输送机滚筒直径d=630 mm;减速器设计寿命10年3) 工作条件两班制工作，常温下连续运转；载荷中等冲击，单向转动；滚筒转速误差百分之四1. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示。带式输送机由电动机驱动。电动机通过弹性联轴器传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器，再经过联轴器，将动力传至输送机滚筒，带动输送机工作。传动系统中经弹性联轴器之后，再通过两级齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级为直齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。2. 电动机的选择1) 电动机容量的选择由已知条件可以算出工作

4、机所需有效功率pw= = 8.80kw2）传动系统总效率5w输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率；c 联轴器效率，c =0.99； g 闭式圆柱齿轮传动效率， =0.97 b 对滚动轴承效率，b =0.99；b v带效率，v =0.94； cy输送机滚筒效率，cy =0.96；估算传动系统总效率=3445567w式中34=bg=0.990.97=0.9603;45=bg=0.990.97=0.9603;56=bc=0.990.99=0.9801;7w=bcy=0.990.95=0.9504;系统总效率=233445567w =0.96030.96030.98010.9504=0.86;工作机所需

5、要电动机功率pr=10.23 kw;由文献1表3-2所列y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足pmpr条件的电动机额定功率pm应该取为11 kw。2) 电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 49.41 r/min;由文献1 表3-2初选同步转速为1500 r/min和1000 r/min的电动机，对应于额定功率pm为11kw的电动机型号应分别取为y160m-4型和y160l-6型。把y160m-4型和y160l-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表：方案的比较方案电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比iy160m

6、-4111500146029.55iiy160l-611100097020.243) 电动机型号的选择对两级圆柱齿轮传动来说，方案i选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为29.55，这对两级减速传动来说不算大，故方案i较合理。选用y系列三相异步电动机，型号为y160m-4，其主要性能数据如下：电动机额定功率 pm=11 kw电动机满载转速 nm=1460 r/min电动机中心高 h=160 mm电动机轴伸直径 d=42 mm电动机轴伸长度 e=110 mm3. 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=29.55；由传动系统方案两级圆柱齿轮减速器的总传动比 i=i1i2=29.55；

7、为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度hbs350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比： i1=6.20低速级传动比i2= =4.77传动系统各级传动比分别为： i1=6.20；i2=4.77； 4. 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：0轴（电动机轴）n0= nm =1460 r/min； p0=pr=10.23 kw；t0=9550=9550=66.915nm；1轴（减速器高速轴）n1= n0=1460 r/min；p1=p013 =10.230.9603=9.824 kw；t1=9550 =64

8、.260 nm；2轴（减速器中间轴）n2=235.48 r/min；p2=p134 =9.8240.9603=9.434 kw；t2=9550 =382.600 nm；3轴（减速箱低速轴）n3=49.367 r/min；p3=p245 =9. 4340.9603=9.060 kw；t3= 9550=1752.64 nm；6轴（输送机滚筒轴）n4=49.367 r/min；p4=p356 =0.9801x9.060=8.879 kw；t4=9550=1717.86 nm；将上述计算结果和传动比效率汇总如表：轴 号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)1460146

9、0235.4849.36749.367功率p(kw)10.239.8249.4349.0608.879转矩t(nm)66.91564.260382.6001172.891717.86联接件传动件齿轮齿轮联轴器传动比i6.204.771传动效率0.96030.96030.98015. 减速器传动零件的设计计算1) 低速级圆柱齿轮设计（此处的下标1表示为小齿轮，2为大齿轮） 选择齿轮材料及热处理方式小齿轮选用45号钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢，正火处理，； 确定许用接触应力和 mpa取疲劳极限应力 根据接触应力变化次数按文献3取接触强度计算寿命系数=1，=1；因1对齿轮均为软尺面，故取工作硬

10、化系数=1；一般计算中取润滑系数=1;按文献3，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数。将以上数值代入许用接触应力计算公式得 按齿面接触强度条件计算小轮分度圆直径d1小齿轮转矩 nmm理论传动比 齿宽系数 欲取载荷系数k 弹性系数 初取节点区域系数 初取重合度系数 将以上数据带入公式小轮齿数 在推荐值20-40中选 大伦齿数 圆整取实际传动比 ：传动比误差： （在允许误差范围内） 确定主要参数和计算主要尺寸齿轮模数m 分度圆直径：标准中心距a 齿宽：取 取 确定载荷系数k使用系数,按文献2表6-5，=1.0；动载系数，齿轮圆周速度齿轮精度，参考表6-6取为8级精度，按图6-20，动

11、载荷系数，齿向载荷分布系数，端面重合度 =1.88-3.2（+）=1.88-3.2（+）=1.74当总重合度 时，则齿间载荷分配系数=1.24，最后求得在和系数 验算齿面接触疲劳强度按文献3,算得重合度系数 = 由于，故设计偏于安全。 确定许用弯曲应力 mpa按文献3，取弯曲疲劳极限应力根据弯曲应力变化总次数取弯曲强度计算系数当时，尺寸系数,按文献3，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数。代入公式得 验算齿轮弯曲强度 根据齿数：。按文献3，取齿形系数和应力修正系数分别为 按文献3算的重合度系数将以上数值代入应力计算公式 因为，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。 主要设计计算结

12、果中心距 a=288mm模数 m=4mm齿数 =25 =119分度圆直径 d1=100mm d2=476mm 齿顶圆直径 =108mm =484mm齿根圆直径 =90mm =466mm齿宽 =90mm =80mm齿轮精度等级 8级材料及热处理 小齿轮选用45号钢，调质，hbs1=229286 hbs，油润滑；大齿轮选用45号钢，正火，hbs2=200230 hbs ，油润滑；（数据图表来源自文献2）2) 高速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 选择齿轮材料及热处理方式小齿轮1选用45号钢，调质处理，hbs1=229286 hbs；大齿轮2选用45号钢，正火处理，hbs2=169217 hbs ； 确

13、定许用接触应力和 mpa取疲劳极限应力 根据接触应力变化次数按文献3取接触强度计算寿命系数=1，=1；因1对齿轮均为软齿面，故取工作硬化系数=1；一般计算中取润滑系数=1;按文献3，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数。将以上数值代入许用接触应力计算公式得 按齿面接触强度条件计算小轮分度圆直径d1小齿轮转矩 nmm理论传动比 齿宽系数 欲取载荷系数k 弹性系数 初取节点区域系数 初取重合度系数 将以上数据带入公式小轮齿数 在推荐值20-40中选 大伦齿数 圆整取实际传动比 ：传动比误差： （在允许误差范围内） 确定主要参数和计算主要尺寸齿轮模数m 分度圆直径：标准中心距a 齿宽：

14、 取 确定载荷系数k使用系数,按表6-5，=1.0；动载系数，齿轮圆周速度齿轮精度，参考表6-6取为7级精度，按图6-20，动载荷系数 ，齿向载荷分布系数 ，端面重合度 =1.88-3.2（+）=1.88-3.2（+）=1.74当总重合度 时，则齿间载荷分配系数=1.24，最后求得在和系数 验算齿面接触疲劳强度按文献3,算得重合度系数 = 由于，故设计偏于安全。 确定许用弯曲应力 mpa按文献3，取弯曲疲劳极限应力根据弯曲应力变化总次数取弯曲强度计算系数当时，尺寸系数,按文献3，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数。代入公式得 验算齿轮弯曲强度 根据齿数：。按文献3，取齿形系数和

15、应力修正系数分别为 按文献3算的重合度系数将以上数值代入应力计算公式 因为，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。 主要设计计算结果中心距 a=249mm模数 m=3mm齿数 =23 =143分度圆直径 d1=69mm d2=432mm 齿顶圆直径 =75mm =437mm齿根圆直径 =61.5mm =424.5mm齿宽 =65mm =55mm齿轮精度等级 7级材料及热处理 小齿轮选用45号钢，调质，hbs1=226286 hbs，油润滑；大齿轮选用45号钢，正火，hbs2=169217 hbs，油润滑；4. 减速器轴及轴上零件的设计1) 轴的布置轴的布置参照图已知数据考虑相邻齿轮沿轴向不发生

16、干涉，计入尺寸s=10 mm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10 mm.为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5 mm。初取轴承宽度分别为n1=20 mm，n2=23 mm，n3=27 mm。3根轴的支承跨距分别为： =215 mm； =217 mm； =217mm；2) 轴的设计 高速轴（1轴）的设计轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。选择轴的材料及热处理 45号钢，调质。 由 计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响 查表8.6 取 则 按经验公式，减速器输入端的轴端直径 初步确定轴的最小直径，查表得，所选电动机轴直径输入轴端选用tl6弹性套柱销联轴器 tn=2

17、50n.mm,n=3300r/min；输入轴端直径选用d1=32mm，l1=80mm；安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定，因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取，l2=60mm。d3段装配轴承且，所以查手册62页表6-1取。选用6208轴承，b=18mm。l3=b=18。d4段主要是定位轴承，取d4=50mm。l4根据箱体内壁线确定后在确定。d5装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴： 查手册51页表4-1得：得：e=5.96.25。做成齿轮轴。d7段装配轴承所以d7 = d3 =40mm，l7= l3=18mm。轴的受力分析轴的受力简图如图（

18、a）所示。图中=215mm；=57.5mm；=157.5mm；计算齿轮的啮合力求垂直面的支反力：求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支承力：由得求并绘制水平面弯矩图：求并绘制f力产生的弯矩图：求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：因为，所以该轴是安全的 中间轴（2轴）的设计选择轴的材料及热处理 45号钢，调质d1段要装配轴承，所以查手册取d1 =50mm，查手册选用6210轴承，l1=b+k+

19、c+5=27 +10+5+5=47mm。d2装配低速级小齿轮，且d2 d1取d2=53mm，l2=90-5=85mm，因为要比齿轮孔长度少。d3段主要是定位高速级大齿轮，所以取d3=63mm，l3=10mm。d4装配高速级大齿轮，取d4=53mm l4=55-2=53。d5段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取d5=50mm，查手册62页表6-1选用6210轴承，l5=b+k+c+3+=27+10+5+7=49。校核该轴和轴承：l1=74mm l2=117mm l3=94mm作用在2、3齿轮上的圆周力： 作用在2、3齿轮上的径向力：求垂直面的支反力计算垂直弯矩：求水平面的支承力： 计算、绘

20、制水平面弯矩图：求合成弯矩图，按最不利情况考虑：求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径： n-n截面: m-m截面: 由于，所以该轴是安全的。轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。 低速轴（3轴）的设计选择轴的材料及热处理 45号钢，调质 因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：考虑到该轴段上开有键槽，因此取d1=70mm，选轴承6215。 为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴取d2=75mm。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取d2=75mm。 设计轴段d3，为使轴

21、承装拆方便，查手册62页，表6-1，取d3=85mm，采用挡油环给轴承定位。设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取d4=75mm 设计另一端轴颈d5，取d5 =d1=70mm，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。 轮装拆方便，设计轴头d6，查手册9页表1-16取d6=65mm。设计轴环及宽度b使齿轮轴向定位，故取取（4）校核该轴和轴承：l1=97.5 l2=204.5 l3=116求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 径向力：求垂直面的支反力：计算垂直弯矩：.m求水平面的支承力。计算、绘制水平面弯矩图。求f在支点产生的反力求f力产生的弯矩图。f在a处产生

22、的弯矩：求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩。从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径。因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：考虑到键槽的影响，取因为，所以该轴是安全的。取减速器中间轴的危险截面的直径= 56 mm；5. 减速器滚动轴承的选择1) 高速轴（1轴）上滚动轴承的选择因为支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，轴承类型选择深沟球轴承6208，轴承的预期寿命为h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 n轴向力 n基本额定动载荷 kn，基本额定静载荷 kn轴承工作转速

23、r/min初选滚动轴承 6208 gbt27694 (参见附录e-2) e =0.21 x=0.56 y =2.09,径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6208 gbt27694 满足要求。相关数据如下：d=80 mm b=18 mm mm 2) 中间轴（2轴）上滚动轴承的选择选择深沟球轴承6310，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 n轴向力 n工作转速 r/min初选轴承 6310 gbt27694 (参见附录e-2)基本额定动载荷61.8 kn基本额定静载荷38.0 kn e =0.205 x=1 y =2径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6310 gbt27

24、694满足要求。相关数据如下：d=110 mm b=27 mm mm 3) 低速轴（3轴）上滚动轴承的选择选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 n工作转速 r/min初选轴承 6314 gbt27694 (参见附录e-2)基本额定动载荷105kn径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6314 gbt27694满足要求。相关数据如下：d=150 mm b=35 mm mm 6. 键联接和联轴器的选择1) 高速轴（1轴）由前面的计算结果知：工作转矩t1=66.915 nm，工作转速r/min选择工作情况系数 k=1.45计算转矩 nm选tl型弹性套柱销联轴器。按附

25、录3f，选用tl6联轴器，型号为: gb432384许用转矩t=250 nm,许用转速n=3300 r/min.因t,nn,故该联轴器满足要求。选a型普通平键： 初选键：b=10 mm，h=8 mm，l=70 mm，l=60 mm参考文献5表4-3-18，=110mpa，=90mpa由表4-3-16， 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。2) 中间轴（2轴）上键联接的选择由前面的计算结果知：工作转矩t=382.60 nm选a型普通平键。高速极大齿轮连接键：初取：b=16 mm，h=10 mm，l=32 mm，平键 1632 gb109679参考文献5表4-3-18，=110 mpa，=90 mp

26、a由表4-3-16， 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。低速级小齿轮：初取：b=16 mm，h=10 mm，l=66 mm，l=40 mm键 1666 gb109679参考文献5表4-3-18，=110 mpa，=90 mpa由表4-3-16， 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。3) 低速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择由前面的计算结果知：工作转矩 t = 1752.64nm齿轮连接处选a型普通平键：初取：b=20 mm，h=12 mm，l=65 mm，l=45 mm键 1650 gb107679参考文献5表4-3-18，=110 mpa，=90 由表4-3-16， 键的挤压强度和剪切强度都满

27、足要求。联轴器设计，由前面的计算结果知：选择工作情况系数 k=1.4 5计算转矩 nm选hl型弹性套柱销联轴器。按文献46中表17-9，选用hl6联轴器，型号为: gb432384。许用转矩t=3150 nm ,许用转速n=2800 r/min.因t,nn,故该联轴器满足要求。联轴器处选a型普通平键初取：b=16 mm，h=10 mm，l=130 mm，l=114 mm 键16114 gb107679参考文献5表4-3-18，=110 mpa，=90 mpa由表4-3-16， mpa mpa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。7. 减速器箱体及附件的设计箱体有关尺寸：箱体壁厚： 箱盖壁厚： 箱座

28、凸缘厚度： 箱盖凸缘厚度： 箱座底凸缘厚度： 箱座上的肋厚： 箱盖上的肋厚： 地脚螺栓直径： 地脚螺栓数目： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 地脚凸缘尺寸： 轴承旁联接螺栓直径： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 剖分面凸缘尺寸： 上下箱联结螺栓直径： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 剖分面凸缘尺寸： 定位销直径： 轴承旁凸台半径： 大齿轮顶圆与内箱壁距离 箱体外壁至轴承座端面距离 剖分面至底面高度： 8. 润滑方式、润滑剂及密封装置的选择齿轮采用脂润滑,工业闭式齿轮油，gb 5903-95，粘度牌号：l-ckb150，运动粘度135165 mm/s(40)，倾点-8,粘度指数大于90轴承

29、采用脂润滑,通用钾基润滑脂，gb7324-94，代号1号，滴点大于170，工作锥入度3134mm（25，150g）密封用毡圈密封。f=54000nv=1.63 m/sd=630 mmpw=8.80 kw=0.86pr=10.23 kwpm=11 kwn=49.41 r/miny160m-4pm=11 kw=1460 r/mini=29.55i1=6.2i2=4.77n0=1460 r/minp0=10.23 kwt0=66.915 nmn1=1460 r/minp1=9.824 kwt1=64.260 nmn2=235.48 r/minp2=9.434 kwt2=382.600 nmn3=49

30、.367 r/minp3=9.060 kwt3=1752.64 nmn4=49.367 r/minp4=8.879 kwt4=1717.86 nm小齿轮：45钢调质大齿轮：45钢正火nmm8级精度=1.74k=1.43设计偏于安全小齿轮45号钢大齿轮45号钢 nmmm=3a=249mmm=3mm=23 =1437级精度s=10 mmk=10 mmc=5 mmn1=20 mmn2=23 mmn3=27 mmtl6弹性套柱销联轴器tn=250n.mmn=3300r/min轴是安全的深沟球轴承6208 gbt27694 n n kn kn满足要求深沟球轴承6310 h n n61.8 kn38.0

31、kn深沟球轴承6314 h r/min满足要求t1=66.915 nmr/minnmtl6联轴器b=10 mmh=8 mml=70 mml=60 mm满足要求t=382.60 nm键 1632 gb109679b=16 mmh=10 mml=32 mm满足要求键 1666 gb109679b=16 mmh=10 mml=66 mml=40 mmt = 1752.64nmb=20 mmh=12 mml=65 mml=45 mmhl6联轴器许用转矩t=3150 nm ,许用转速n=2800 r/min键16114 gb107679b=16 mmh=10 mml=130 mml=114 mm满足要求9. 设计小结在此次的机械课程设计中，通过对减速器的设计，我有了很多的收获。首先，通过这一次的课程设计，我进一步巩固和加深了所学的机械设计基本理论、基本概念和基本知识，培养了自己分析和解决与本课程有关的具体机械