机械设计课程设计说明书胶带传输机卷筒传动装置设计

1、 目 录一、 机械设计课程设计任务书1.1机械设计课程设计的目的 31.2机械设计课程设计的题目 31.3机械设计课程设计的内容及要求 41.4机械设计课程设计的时间安排 4二、 设计步骤2.1传动装置总体设计方案 42.2 电动机的选择 52.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 62.4 计算传动装置的运动和动力参数 62.5齿轮的设计 72.6传动轴的设计及校核 142.7滚动轴承的设计及校核 182.8键联接设计 212.9箱体结构的设计 222.10润滑密封设计 252.11联轴器设计 25三设计小结 25四参考资料 26 一、机械课程设计任务书1.1 机械设计课程设计的目的机械设

2、计课程设计是一次全面设计训练，是重要的综合性、实践性教育环节。其目的是：1. 综合运用机械设计和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题。 2. 掌握机械设计的一般方法和步骤，培养学生具备简单机械和零部件的设计能力、培养学生正确设计思想、分析问题和解决工程实际问题的能力。 3. 提高学生设计计算、绘图能力和运用技术标准，规范，图表、手册及相关资料的能力。1.2机械设计课程设计的题目设计一用于用于胶带传输机卷筒（图1-2）的传动装置。图 1-1胶带输送机工作装置原始条件：胶带传输机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修3年。该厂动力来源为三相交流电，在中

3、等规模机械厂小批量生产。输送带速度允许误差为5%。原始数据：送带工作拉力f=2000 n；输送带速度v=0.9 m/s；卷筒直径d=300mm。1.3机械设计课程设计内容及要求机械设计课程设计内容包括：传动装置的总体设计；传动件（齿轮、轴等）的设计计算和标准件（轴承、链、联轴器等）的选择及校核；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。在机械设计课程设计中应完成的任务：工作分成两部分，一部分是方案分析和设计计算,另一部分是绘制图纸。1. 减速器装配工作图1张（a0或a1，cad图并打印）；2. 零件工作图2张（齿轮、轴各1张，a3或a4）；3. 设计计算说明书一份（a4） 图纸先手工绘制草图，再

4、用autocad软件绘制计算机图纸。设计计算说明书按规范用计算机打印。1.4机械设计课程设计的时间安排机械设计课程设计的时间为3周。具体安排如下：1传动装置总体设计（2天）2. 装配草图设计（4天、包含上机）3. 零件工作图设计(4天、包含上机)4. 编写设计计算说明书（3天、包含图纸和说明书打印） 5. 答辩（2天）以上天数不包含双休日。二、设计步骤2.1 传动装置总体设计方案根据工作工作条件、制造的经济性，选择齿轮减速器作为传动装置。同时考虑原动机转速较高，而工作要求转速又较低，因此传动比较大，故采用二级展开式圆柱齿轮减速器（图2-1）。此类减速器齿轮相对轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

5、图 2-1传动装置简图2.2 选择电动机（1） 选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用y系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。（2） 确定电动机功率 工作装置所需功率按式（2-2）计算 kw式中，=2000 n, =0.9 m/s, 工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴承的效率取=0.94。代入上式得： fw= =1.91（kw） 电动机的输出功率按式（2-1）计算： kw式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。由217页，式（2-1），式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由215页，式（2-4），=联齿2承3轴联联为弹性联轴器效率联=0.99；齿为8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率

6、=0.97；承为滚动轴承效率承=0.995；轴联为三轴和工作轴之间联轴器的效率；=0.990.9930.9820.995=0.918故=2.08（kw）因载荷平稳，电动机额定功率pm只需略大于p0即可，按表8-184中y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率pm为2.2kw（3） 确定电动机转速 卷筒轴作为工作轴，其转速为： nw=vw=57.32r/min由210页，表2-3两级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围齿=840，则总传动比范围应为=840.可见电动机转速的可选范围n=w=(840)57.32=458.562292.8r/min,符合这一范围的同步带转速有750r/min、1000r/

7、min和1500r/min三种，为了既不使电动机尺寸过大。也不使传动装置因传动比过大而导致其外廓尺寸过大，价格增加，选常用的同步转速为1500r/min的y100l1-4，其满载转速nm=1430r/min，电动机中心高132mm。2.3 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i=nm/nw=24.95 两级展开式圆柱齿轮减速器传动比为840，则两级展开式圆柱齿轮减速器传动比即为总装置的传动比24.95 查表2-1普通齿轮传动单级传动比的范围取二轴的传动比i=4.5；则一轴的传动比i=5.5，2.4 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速由1式2-6得：一轴 n1=nm

8、=1430r/min二轴 n2=nm/i=260r/min三轴 n3=n2/i=57.8r/min工作轴 n=n3=57.8r/min（2） 各轴输入功率由1式2-7得：由219页，式（2-7）一轴 p1=po轴联=2.080.995=2.07kw二轴 p2=p1联齿承=2.070.990.98=2.00kw三轴 p3 = p2齿承=2.000.990.98=1.95kw工作轴：pw=p3 齿承轴联=1.950.990.995=1.91kw（3）各轴输入转矩由1式2-8得：一轴 t1=9550p1/n1=9550 =13.82 n m二轴 t2=9550p2/n2=9550=73.46n m三

9、轴 t3=9550p3/ n3=9550=320.54n m工作轴 tw=9550pw/n=9550=315.58n m电动机轴输出的转矩t0=9550po/nw=9550=14.82n m根据以上计算得有关参数如下表1.表2 减速器各轴有关参数参数轴名电动机轴一轴二轴三轴工作轴转速n(r/min)1430143026057.857.8功率p（kw）2.082.072.001.951.91转矩t（nm）14.8213.8273.46320.54318.22传动比i15.54.51效率0.990.970.970.992.5 齿轮的设计计算齿轮实用期限为10年（每年工作300天），两班制。（一）高

10、速级齿轮传动的设计计算1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数1）运输机为一般的工作机器，速度不是很高，故选用7级精度2）由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs.3）取小齿轮齿数：z1=24,，则与之相配合的大齿轮的齿数z2=245.5=132，4）选取螺旋角，初选螺旋角由1203页，式10-9，1） 试选kt=1.62） 由1217页，图10-30选取区域系数zh=2.4332、按齿面接触强度设计由2设计计算公式10-9a进行计算，即 （1） 确定公式内的各个计算数值 1) 试选载荷系数。2) 计算小齿轮传递的转

11、矩。由表2可知：3) 由表10-7选取尺宽系数=1。4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。5) 由图10-30选取区域系数6) 由图10-21d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 。7)8）由式10-13计算应力循环次数。 n1=60n1jlh=6014301（1830010）=2.06109 n2=n1/i=3.7109）由图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=0.88,khn2=0.81,10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数s=1，由式10-12得 h1=khn1hlim1/s=492.8mpa h2=khn2hlim2/s=484.75mpa 11)

12、许用接触应力 h=h1+h2/2=488.75mpa (2) 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。计算公式其中，kt=1.6，t1=13.82nm，=1.685，=i=5.5,zh=2.433,h=488.75mpa,计算得d1t42.27mm.(小齿轮)取d1t=43mm2）计算圆周速度。 v=d1tn1/601000=3.2m/s 3）计算齿宽b及模数。 mnt=d1tcos/z1=1.74 b=dd1t=143=43mm h=2.25mnt=2.251.74=3.915mm b/h=43/3.915=10.98 4）计算纵向重合度 =0.318z1tan=0.318124ta

13、n14=1.9 5）计算载荷系数k 已知使用系数ka=1，根据v=3.2m/s，7级精度， 由1194页，图10-8查得动载系数kv=1.12， 由1196页，表10-4查得=1.316由1198页，图10-13查得k=1.35,由1195页，表10-3查得, 故载荷系数k=kakv=1.77 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得：由1207页，式（10-10a）得=44.5mm7）计算模数 （3） 按齿根弯曲强度设计 由2式10-17 1）确定计算参数计算载荷参数。 根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数。 查取齿形系数。由2表10-5

14、查得： ,，,计算大小齿轮的,并加以比较。 由1208页，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1206页，图10-18取弯曲疲劳寿命系数取安全系数s=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。 大齿轮的数值大。2） 设计计算大齿轮的数值大其中，t1=13.82nm，=14，=1.685，计算得0.68,去=1.8 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 mn=1.8mm，d1=44.5mm既可满足弯曲强度，又可满足接触疲劳强度，则 （4）几何尺寸计算1）计算中心距。a=145.5。2）按圆整后的中心距修正螺旋角= 因值改变不多，

15、故参数,等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径 4）计算齿轮宽度。 圆整后取；。 （二）低速级齿轮传动的设计计算1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮2）根据表2有关数据，按gb/t100951998，选择7级，齿根喷丸强化。3）材料选择。根据2表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），齿面硬度为280hbs，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为240hbs4）取小齿轮齿数，故大齿轮齿数。5）选取螺旋角。初选螺旋角2、按齿面接触强度设计由2设计计算公式10-9a进行计算，即 （2） 确定公式内的各个计算数值 8) 试选载荷系数。

16、9) 计算小齿轮传递的转矩。由表2可知：10) 由表10-7选取尺宽系数=1。11) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。12) 由图10-30选取区域系数13) 由图10-21d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 。14)9）由式10-13计算应力循环次数。 n3=60n1jlh=6014301（1830010）=2.06109 n4=60n1jlh=6014301（1830010）=2.06109 10）由图10-19取接触疲劳寿命系数khn3=0.88;khn2=0.81。 11)计算接触疲劳许用应力，取安全系数s=1，由式10-12得 h1=khn1h

17、lim1/s=492.8mpa h3=khn2hlim2/s=558mpa h=h2+h3/2=525.4mpa (2) 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，计算公式其中，kt=1.6，t1=13.82nm，=1.685，=i=5.5,zh=2.433,h=525.4mpa,取2）计算圆周速度。 3）计算齿宽b及模数。 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数k使用系数=1,根据,7级精度, 由机械设计图10-8得：动载系数k=1.2,由2表10-4得k=1.426 查2表10-13得: k=1.2查2表10-3 得: k=1.35.故载荷系数:6)按实际

18、的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得： d=d=52.7=67.57）计算模数 （3） 按齿根弯曲强度设计 由2式10-17 1）确定计算参数计算载荷参数。 根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数。 查取齿形系数。由2表10-5查得： 计算大小齿轮的,并加以比较。由图10-20c得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限，由图10-18得，取,;取安全系数s=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。大齿轮的数值大。2） 设计计算3） 大齿轮的数值大其中，t1=73.46nm，=14，=1.685，计算得1.52对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯

19、曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m=2.73mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=67.5来计算应有的齿数.于是由:取，则。（4）几何尺寸计算1）计算中心距。a=186mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角= 因值改变不多，故参数,等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径 4）计算齿轮宽度。 圆整后取；。5）结构设计。小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。有关数据如表2：表2 齿轮的有关数据 参数名称高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数2413224108尺宽（mm）50451075模数（mm）1.82.73螺

20、旋角（）15.214.372.6 轴的设计及校核1）轴的设计考虑到电动机输出轴径对联轴器的影响及小齿轮分度圆直径，小齿轮应为齿轮轴，故选择轴的材料为40cr，查2表15-3取。按扭转强度条件设计计算，即转化后得： 根据表2-1的数据计算得：轴1 轴2 轴3 轴1，考虑到联轴器的影响取轴段的最小轴径=22mm。其各轴段轴径及长度根据箱体尺寸及轴承的固定确定，具体尺寸见附录。轴2，考虑箱体及端盖加工的方便，因此其轴段的最小轴径=30mm。轴3，由于轴上开有键槽，将轴段的最小轴径增大5%7%并圆整后取=40 mm。由于轴1、轴2受的载荷不大，故只对轴3进行校核，若轴3经校核后不满足强度要求，再对轴1

21、、轴2也进行校核。2) 按弯扭合成强度条件校核 （1）做轴的计算简图（力学模型）首先求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力，如图5-1a所示。然后求出各支承处的水平反力垂直反力。（2）做出弯矩图根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩图（图5-1b）和垂直面上的弯矩图（图5-1c）；然后按下式计算总弯矩并做出图。由表2可得：工作轴转矩。由表3得 ,斜齿轮分度圆直径d=305mm。根据得 又根据2page198（式10-14）得： 1）计算水平面上的弯矩： 有： 解得： ; 。所以有 。作弯矩图如图（5-1b）2）计算垂直面上的弯矩

22、： 有： 解得：; 所以有; 。作弯矩图如图（5-1c）所示。故总弯矩；弯矩图如图（5-1d）所示。3）计算轴的扭矩：根据图5-1a所示，该轴的工作扭矩为，计算并作扭矩图如（5-1e）所示：4）校核轴的强度：根据第三强度理论，计算应力 (其中取0.3)，又计算判断得危险截面为轴与齿轮接触段。有代入以上数据得： 由2表15-1查得，所以故该轴满足弯扭强度条件。 t w （a） (b) (c) (d)(e) t图6-1 轴的载荷分析图3）再根据安全系数精确校核轴的疲劳强度由上述可得轴的危险截面为轴与齿轮接触段，根据2表15-1得：材料对称循环弯曲疲劳极限为又有公式： 及抗弯截面系数由可知： ；抗扭

23、截面系数由表15-4可知： 。弯矩及弯曲应力为： （由可得） 扭矩及扭转切应力为： 过盈配合处的，由2附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得 轴按精车加工，由2附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为： 所以轴在危险截面的安全系数为： 故该轴在危险截面的强度是足够的。2.7 轴承的选择及校核1. 轴承的选择由于轴上安装的零件有斜齿轮，对轴有轴向的作用力，因此采用圆锥滚子轴承支撑轴，再根据最小轴段的轴径查标准（gb/t297-1944）选取相应的轴承型号，见表3。表3 各轴的轴承的选择轴名轴1轴2轴3轴承型号3020530206302082轴承的校核由于轴1、轴2受的载荷不大，故只对支撑轴3的

24、轴承进行校核，若这对轴承不符合强度要求，在对支撑轴1、轴2的轴承也进行校核。轴承对3的校核查标准gb/t297-1994可知圆锥滚子轴承30208的基本额定动载荷 kn，基本额定静载荷 kn,轴向动载荷系数。 () () 124 51(a) (b) (c)图7-1轴系3部件的受力情况(1) 计算轴承受到的径向载荷和将轴系3部件受到的空间力系分解为铅垂面（图7-1b）和水平面（图7-1c）两个平面力系。其中，图7-1c中的为通过另加转矩而平移到指向轴。图7-1中各力的值已在轴的弯扭合成强度校核中求出，具体如下 n n n n nn n则n n(2) 计算两轴承的计算轴向力和按2表13-7圆锥滚子

25、轴承派生轴向力计算公式计算派生轴向力： n n=345.4n由于，则有 nn(3) 计算轴承当量动载荷和因为e查2表13-5得，；，查2表13-6取载荷系数。根据当量动载荷计算公式计算轴承的当量动载荷： n n因此，p=2365.93n(4)验算轴承寿命 轴承预期寿命 h轴承的基本额定寿命 h故所选轴承满足寿命要求。2.8 键的设计及校核（1）中间轴上键的设计及校核：该处轴的直径，查1表8-61得：键宽；键高；取键长为62所以可得：工作长度： 键与轴的接触长度：又由上述表2得，故根据2page106校核公式： 得： 故该键符合要求。（2）低速轴上键的设计及校核： 该处轴的直径，查1表8-61得

26、：键宽；键高；取键长为60所以可得：工作长度： 键与轴的接触长度：又由上述表2得，故根据2page106校核公式： 得： 故该键符合要求。(2) 输出轴上键的设计及校核：该处轴的直径，查1表8-61得：键宽；键高；取键长为40所以可得：工作长度： 键与轴的接触长度：又由上述表2得，故根据2page106校核公式： 得： 故该键符合要求。（4）输入轴上键的设计及校核：该处轴的直径，查1表8-61得：键宽；键高；取键长为50所以可得：工作长度： 键与轴的接触长度：又由上述表2得，故根据2page106校核公式： 得： 故该键符合要求。2.9 箱体结构的设计减速器的箱体选用灰铸铁ht200铸造制成，

27、为了有利于多级齿轮传动的等油面浸油润滑箱体采用剖分式结构。1、考虑箱体要有足够的刚度在箱体上加加强肋，增强了轴承座刚度。有关数据见表5（下同）。2、考虑到箱体内零件的润滑，采用密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离h为40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3，采用密封油胶或水玻璃进行箱体的密封。3、箱体结构有良好的工艺性.箱体壁厚取10mm，箱盖壁厚取9.5mm，外圆角半径为r=5mm。箱体外型简单，拔模方便。4、箱体附件的设计（1）视孔盖和检查孔为了检查传动件啮合情况、

28、润滑状态以及向箱体内注油，在箱体盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。盖板材料选用铸铁。盖板用铸铁制成，并用m6的螺钉紧固，有关数据见表5.（2）排油孔螺塞为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部油池最低处设有排油孔，平时排油孔用螺塞及封油垫封住。排油孔螺塞材料选用q235，封油垫材料选用石棉橡胶纸。排油孔螺塞的直径根据1可知，取箱座壁厚的2-3倍，故取d=20mm。（3）油标油标用来指示箱内油面的高度，在此选用杆式油标（游标尺）。杆式油标上有按最高和最低油面的确定的刻度线，观察时拔出杆式油标，

29、由其上的油痕判断油面高度是否适当。油标应安置在油面稳定及便于观察处。（4）通气器为沟通箱体内外的气流使箱体内的气体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，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。通气器结构应具防止灰尘进入箱体以及足够的通气能力。在此，选择钢制通气器，并焊接在钢制检查孔盖板上。（5）起盖螺钉箱盖、箱座装配时在剖分面上所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，拧动装于其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉的直径一般与箱体凸缘联接螺栓直径相同，其螺纹长度大于箱体凸缘的厚度，材料为35号钢并通过热处理使硬度达hrc28-38.(6

30、) 定位销为确定箱座与箱盖的相互位置。保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。取销的直径（小端直径），为箱座、箱盖凸缘联接螺栓的直接。故其直径；取其长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于装卸。（7）起吊装置吊环装置装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖箱座。在此直接在箱盖上铸出吊耳环提吊箱体，以便减少机工加工量。（8）轴承盖选用螺钉联接式的轴承盖结构形式。材料为q235，当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。以上有关数据见下表表5 减速器箱体及附件主要结构尺寸关系名称

31、符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9.5箱盖凸缘厚度14.25箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径16地脚螺钉数目查机械设计课程设计表4-66轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8至外机壁距离查械课程设计指导书表430 20 18至凸缘边缘距离查械课程设计指导书表426 16外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.220齿轮端面与内机壁距离15机盖，机座肋厚8 8.5轴承端盖外径+（55.5）75 75 80大齿轮顶圆与内机壁距离

32、75 75 802.10 润滑及密封设计经上述计算可知，低速轴上齿轮转速大于2m/s，故选用浸油润滑，由1查得，箱体内油深保持在3050之间，当减速器工作时，浸油齿轮圆周转动飞溅形成油雾，在箱体壁上聚集，通过导油槽导入轴承，齿轮等工作元件，起到润滑的目的。由1表8-152查得，选用sh/t0017-1990润滑油。在轴承端盖与轴结合处采用毡圈式密封，利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质灰质等侵入 轴承室的密封效果。箱盖、箱座之间采用涂密胶（水玻璃）密封。检查孔盖板、排油螺塞、油标、与箱体的接合面间采用纸封油垫加以密封。2.11 联轴器的选择（1）类型选择为了隔离或减小振动和冲击，选用