[工学]带式输送机传动装置的设计

1、机械设计课程设计(论文) 题目: 带式运输机传动装置的设计 学生姓名 陈 嵩 专 业 车辆工程 学 号 222010322210147 班 级 2010级2班 指导教师 李华英 成 绩 工程技术学院 2013年 1 月机械设计课程设计任务书学生姓名陈嵩专业年级 2010级车辆工程设计题目： 设计带式输送机传动装置设计条件：1、 输送带工作拉力：f =2600n；2、 输送带工作速度：v = 1.1m/s（允许输送带速度误差为5%）；3、 滚筒直径：d = 220mm；4、 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室内，灰尘较大，环境最高温度35；5、 使用折旧期： 8年；6、 检修间隔期：

2、 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、 动力来源： 电力，三相交流，电压380/220v；8、 运输带速度允许误差：9、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、 减速器装配图1张（a1）；2、 零件工作图3张；3、 设计说明书1份。指导教师签名： 2010年6月9日- 1 -目 录1 引言 42 传动装置的总体设计 52.1传动系统工作情况分析 52.2传动系统运动及动力分析 62.3 计算各轴的转速、功率和转矩 73 传动零件的设计计算 83.1 第一级齿轮传动设计计算 83.2 第二级齿轮传动设计计算 134 画装配草图 174.1 初估轴径 174.2

3、 初选联轴器 184.3 初选轴承 194.4 箱体尺寸计算 195 轴的校核计算 205.1 高速轴受力分析 205.2 中间轴受力分析 215.3 低速轴校核计算 216 轴承验算 246.1 高速轴轴承验算 246.2 中间轴轴承验算 256.3 低速轴轴承验算 257 键联接的选择和计算 267.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算 267.2 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算 277.3 低速轴与齿轮键联接的选择和计算 277.4 低速轴与联轴器键联接的选择和计算 278 齿轮和轴承润滑方法的确定 288.1 齿轮润滑方法的确定 288.2 轴承润滑方法的确定 288.3 轴承端盖与

4、轴间的密封 289 减速器附件的选择级说明 289.1减速器的附件选择 289.2减速器说明 2910 结论 30参考文献 30671引言机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础课。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其基本目的是：1）通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想；2）学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题

5、，培养机械设计能力；3）通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上要求，但是由目前发展趋势应尽量采取计算机绘图。设计内容计算及说明结果2传动装置的总体设计2.1传动系统的工作情况分析2.1.1传动系统的作用2.1.2传动方案的特点2.1.3电机和工作机的安装位置2.1.4画传动系统结构简图2.2传动系统运动及动力分析计算2.2.1计算总效率2.2.2计算滚筒功率2.2.3确定电机型号2.2.4确定传动比i2.3计算各轴的转速、功率和转矩2.3.1高速轴（i轴）相关计

6、算 2.3.1中速轴（ii轴）相关计算2.3.1高速轴（iii轴）相关计算3传动零件的设计计算3.1第一级齿轮传动设计计算3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数3.1.2按齿面接触强度设计3.1.3按齿根弯曲强度设计3.1.4几何尺寸计算3.2第二级齿轮传动设计计算3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数3.2.2按齿面接触强度设计3.2.3按齿根弯曲强度设计3.2.4几何尺寸计算4画装配草图4.1初估轴径4.1.1初估高速轴轴径4.1.2初估中间轴轴径4.1.3初估低速轴轴径4.2初选联轴器4.2.1初选高速轴联轴器4.2.2初选低速轴联轴器4.3初选轴承4.3.1初选高速轴轴承4

7、.3.2初选中间轴轴承4.3.3初选低速轴轴承4.4箱体尺寸计算5轴的校核计算5.1高速轴受力分析5.2中间轴受力分析5.3低速轴校核计算5.3.1计算齿轮受力5.3.2做出弯矩图5.3.3校核轴的强度6轴承验算6.1高速轴轴承验算6.2中间轴轴承验算6.3低速轴轴承验算7键联接的选择和计算7.1高速轴与联轴器键联接的选择和计算7.2中间轴与大齿轮键联接的选择和计算7.3低速轴与齿轮键联接的选择和计算7.4低速轴与联轴器键联接的选择和计算8润滑和密封的选择8.1齿轮的润滑方法8.2轴承的润滑方法8.3轴承端盖与轴间的密封9. 减速器附件的选择及说明9.1减速器的附件选择9.1.1视孔盖的选择9

8、.1.2通气器的选择9.1.3放油螺塞的选择9.1.4油标的选择9.2减速器说明9.2.1齿轮说明9.2.2滚动轴承说明作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。总效率：由机械设计课程设计

9、手册查得：（挠性联轴器）=0.993，（齿轮传动）=0.985，（球轴承）=0.99，（滚筒效率）=0.96。=滚筒功率：滚筒转速：二级圆柱齿轮减速器一般有，可选电机转速有1000r/min，1500r/min，3000r/min优选1500转电动机。查设计手册可选电动机型号：y112m4。满载转速： 电机额定功率： 电机轴输出转矩总传动比取 即 低速轴（即i轴）中速轴（即ii轴）高速轴（即iii轴）（1） 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3） 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2

10、40hbs，二者材料硬度差为40hbs。（4） 初选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，圆整取。由设计计算公式进行计算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数。2）计算小齿轮传递的转矩 3）由表10-7选取齿宽系数。4）由表10-6查得材料的弹性影响系数= 。5）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 。6）由式10-13计算应力循环次数 7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数；。8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式10-12得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径，代入中较小的值2）计算圆周速度v3） 计算齿宽b4） 计算

11、齿宽与齿高之比模数齿高 5）计算载荷系数根据v=2.84m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。由，查图10-13得；故载荷系数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7） 计算模数m由式10-5得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式10-12得4）计算载荷系数k5）查取齿形系数由表10-

12、5查得；。6）查取应力校正系数由表10-5查得；。7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，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，可取弯曲强度算得的模数1.22并就近圆整为标准值m=1.25，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数，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。（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取，（1）

13、 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3） 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，二者材料硬度差为40hbs。（4） 初选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，圆整取。由设计计算公式进行计算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数。2）计算小齿轮传递的转矩 3）由表10-7选取齿宽系数。4）由表10-6查得材料的弹性影响系数= 。5）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 。6）由式10-13计算应力循环次数 7）由图10-19查得接触

14、疲劳寿命系数；。8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式10-12得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径，代入中较小的值2）计算圆周速度v5） 计算齿宽b6） 计算齿宽与齿高之比模数齿高 5）计算载荷系数根据v=1.06m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。由，查图10-13得；故载荷系数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8） 计算模数m由式10-5得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲

15、劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式10-12得4）计算载荷系数k5）查取齿形系数由表10-5查得；。6）查取应力校正系数由表10-5查得；。7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，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，可取弯曲强度算得的模数1.99并就近圆整为标准值m=2，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮

16、齿数大齿轮齿数，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。（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取，选取高速轴的材料为40cr，调质处理。由教材表15-3，选取。由手册表12-3查得机座号为112m的机座带底脚、端盖有凸缘的电动机轴伸直径d=28mm。高速轴的最小轴径和电机伸出轴显然是安装联轴器处的直径。应使它们与联轴器的孔径相适应，可取。选取的材料为40cr，调质处理。由教材表15-3，取。此最小直径是安装轴承处的直径，结合轴承，可取。选取低速轴的材料为45钢，调质处理。由教材表15-3，取。由于此处要安放键，故该

17、最小轴径应再放大，则可取考虑到工作条件，高速轴采用弹性联轴器较好。联轴器的计算转矩，查表14-1得，考虑到转矩变化小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册标准gb/t 4323-2002，选用lt4型弹性柱销联轴器合适，其公称转矩为，半联轴器轴孔直径为25mm，半联轴器长度l=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为44mm，与轴配合长度为42mm。考虑到工作条件，低速轴采用非弹性联轴器较好。由查表14-1，考虑到转矩变化小，故取。则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册标准jb/t 8854.3-2001，选用gicl2型鼓形齿式联轴器合适，其公称转矩为,半联轴器轴

18、孔直径为40mm，轴孔长度为112mm，与轴配合长度为110mm。第一级齿轮传动是直齿轮传动，高速轴仅承受径向力作用，故采用深沟球轴承。由于，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册标准gb/t 276-1994，初选深沟球轴承6007，基本尺寸。中间轴也仅承受径向力作用，用深沟球轴承。由于，查手册标准gb/t 276-1994，初选深沟球轴承6008，基本尺寸。第二级齿轮传动是直齿轮传动，低速轴只受径向载荷，故采用深沟球轴承，由于，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册标准gb/t 276-1994，初选深沟球轴承6210，基本尺寸。铸铁减速器箱体主要结

19、构尺寸名称符号减速器尺寸箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径18mm地脚螺钉数目6轴承旁连接螺栓直径14mm盖与座连接螺栓直径10mm轴承端盖螺钉直径6mm、8mm视孔盖螺钉直径6mm定位销直径8mm、至外箱壁距离24mm、20mm、16mm、至凸缘边缘距离22mm、18mm、14mm轴承旁凸台半径18mm外箱壁至轴承座端面距离45mm铸造过度尺寸、4mm、20mm大齿轮顶圆与内箱壁距离10mm齿轮端面与内箱壁距离8mm箱盖、箱座肋厚、8mm、8mm箱体其他尺寸由后续计算与画图确定。高速轴的受力情况如图周向力径向力（其中为啮合角

20、，对标准齿轮，）中间轴的受力情况如图第一级大齿轮受力分析（）由作用力与反作用力可得，第二级小齿轮受力分析（）周向力径向力低速轴的受力情况如图由作用力与反作用力可得，以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为l1=66mm，l2=114mm水平方向：解得，竖直方向：解得，弯矩图如下：扭矩扭矩图如下：轴的危险截面处的载荷如下表：载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据教材式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中） 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。

21、查手册表6-1可知深沟球轴轴承6007的基本额定动载荷。由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为 左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷由于低速轴不受轴向载荷，且由教材表13-5知：深沟球轴承最小e值为0.22，即所以，取 x=1 y=0又由表13-6，取，则当量动载荷为： 因为 所以按轴承2来计算寿命符合要求。查手册表6-1可知深沟球轴轴承6008的基本额定动载荷。由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为 左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷由于低速轴不受轴向载荷，且由教材表13-5知：深沟球轴承最小e值为0.22，即所以，取 x=1 y=0又由表13-6，取，则当量动载荷为： 因为 所以按轴承1来计

22、算寿命符合要求。查手册表6-1可知深沟球轴轴承6210的基本额定动载荷。由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为 左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷由于低速轴不受轴向载荷，且由教材表13-5知：深沟球轴承最小e值为0.22，即所以，取 x=1 y=0又由表13-6，取，则当量动载荷为： 因为 所以按轴承1来计算寿命符合要求。键将轴端与联轴器连接起来，选用圆头平键，轴径d=25mm，查手册表4-1应选键的截面尺寸为，此段轴长为42mm,取键长l=34mm，由教材式6-1有：式中k=0.5h=3.5mm，l=l-b=34-8=26mm又由教材表6-2查得许用应力，该键强度满足要求。此处选用圆头平键，

23、轴径d=42mm, 查手册表4-1应选键的截面尺寸为，此段轴长为38mm,取键长l=30mm，由教材式6-1有：式中k=0.5h=4.0mm，l=l-b=30-12=18mm又由教材表6-2查得许用应力，该键强度满足要求。此处选用圆头平键，轴径d=53mm, 查手册表4-1应选键的截面尺寸为，此段轴长为68mm,取键长l=58mm，由教材式6-1有：式中k=0.5h=5.0mm，l=l-b=58-16=42mm又由教材表6-2查得许用应力，该键强度满足要求。键将轴端与联轴器连接起来，选用圆头平键，轴径d=40mm，查手册表4-1应选键的截面尺寸为，此段轴长为110mm,取键长l=100mm，由

24、教材式6-1有：式中k=0.5h=4.0mm，l=l-b=100-12=88mm又由教材表6-2查得许用应力，该键强度满足要求。对于此二级斜齿圆柱齿轮减速器，由传动零件设计部分可知传动件的圆周速度远远小于12m/s，所以采用浸油润滑，为此箱体内需有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不小于3050mm,此减速器为40mm。且润滑油装至高速级大齿轮齿根圆以上、低速级大齿轮三分之一半径r以下。由前面传动件设计部分知道滚动轴承速度较低（，d为轴承内径，n为转速）时,常对轴承采用润滑脂润滑，为此在轴承旁装有挡油环以防止润滑脂流失。由于传动件的圆周速度小于35

25、m/s,故可由指导书可选择密封形式为粗羊毛毡圈密封。毡圈密封使用与脂润滑轴承，其适用工作温度应90。=180mm，=165mm，=140mm，=125mm，d=7mm，孔数=8，=4mm，r=5mm选择m20x2的通气塞，在视孔盖上钻孔。选择螺塞m201.5，油圈3020。选择 a40 jb/t 7941.1-1995高速轴齿轮和中间轴小齿轮做成齿轮轴，中间轴和低速轴的大齿轮做成腹板式。轴承内圈采用档油环轴向定位，外圈用凸缘式轴承端盖轴向定位，齿轮的轴向定位采用轴肩和挡油环，采用垫片来调整轴向间隙，轴承采用脂润滑，毡圈密封。电动机型号：y112m4选用直齿圆柱齿轮7级精度小齿轮：材料40cr（调质），硬度280hbs大齿轮：材料45钢（调质），硬度240hbs选用直齿圆柱齿轮7级精度小齿轮：材料40cr（调质），硬度280hbs大齿轮：材料45钢（调质），硬度240hbs高速轴材料：40cr，调质处理中间