机械设计课程设计带式输送机传动装置设计F6.0V1.5D500全套图纸

1、机械设计课程设计计算说明书 设计题目 锥齿轮减速器-开式齿轮全套cad图纸，加153893706目 录一 课程设计任务书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 53. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 齿轮的设计 66. 滚动轴承和传动轴的设计 127. 键联接设计 218. 箱体结构的设计 229.润滑密封设计 24四 设计小结 24五 参考资料 251111传动装置总体设计方案2、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量3）确定电动机转速3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传

2、动比(2)分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的转速2）各轴的输入功率3）各轴的输入转矩6. 齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2) 初步设计齿轮主要尺寸7. 滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计(二).齿轮轴的设计(三).滚动轴承的校核8. 键联接设计9.箱体结构的设计10. 润滑密封设计一 课程设计任务书课程设计题目：带式输送机传动装置设计。1.带式运输机工作原理（简图如下）2.己知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘；环境最高温度35；2）使用寿命：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源

3、：电力，三相交流，电压380220 v5）运输带速度允许误差：±5；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3.设计数据参数运输带工作拉力f（n）传送带工作速度v（m/s）滚筒直径d（mm）数值60001.5500二. 设计要求1.完成减速器装配图1张。2.零件工作图2张。3.编写设计计算说明书1份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：按照给定的原始设计数据（编号）37和传动方案b设计减速器装置;运送带工作拉力f/n 6000 。运输带工作速度v/(m/s) 1.5 。 卷筒直径d/mm 500 。1）外传动机构为圆柱齿轮传动。2）减速器为锥齿轮减速器-

4、开式齿轮。 锥齿轮减速器-开式齿轮3) 方案简图如上图2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380v。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为 =·4 ··2·=由机械设计课程设计指导书表1-7可知：锥齿轮传动效率0.97 ：滚子轴承效率 0.98 ：圆柱齿轮传动效率 0.94 ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器） ：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为 3）确定电动机转速按表1-8推荐的传动比合理范围，圆柱齿轮开式传动比；锥齿轮传动比即

5、总的传动比而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表12-1选定电动机型号为y180l-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)y180l-6 15 970 1.8 2.03.计算传动装置的总传动比并分配传动比(1).总传动比为 (2).传动比分配：取 则。 4. 计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速 0轴 轴 ii轴 iii轴 卷筒轴 2).各轴的输入功率0轴 i轴 ii轴 iii轴 卷筒轴 3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为 0轴 i轴 ii轴 iii轴 卷筒轴 将上述计算结果汇总与下

6、表，以备查用。轴名功率p/kw转矩t/(n·mm)转速n/(r/min)传动比效率0轴1597010.992.50.9510.976.760.92i轴14.85970ii轴14.116384.92iii轴13.695384.92卷筒轴12.61657.375.圆锥齿轮的设计设计传递功率 /kw 14.5000小轮计算转速 /(r/min) 970.00小轮计算转矩 /(n.mm) 142757.73预期工作寿命 /h 38400齿轮传动精度等级 7小轮齿数z1 23小轮齿宽b1 (mm) 46.00小轮分度圆直径 (mm) 115.000轮齿大端模数m (mm) 5.000锥距r (

7、mm) 155.985名义传动比 2.52实际传动比 2.52使用系数 1.00动载系数 1.14接触强度齿间载荷分配系数 1.20接触强度齿向载荷分配系数 1.50弯曲强度齿间载荷分配系数 1.47弯曲强度齿向载荷分配系数 1.50小轮材料及热处理方式 球墨铸铁小轮齿面硬度 /hbw 300.00小轮计算接触应力 /mpa 446.90小轮接触疲劳许用应力/mpa 570.77小轮接触疲劳极限应力/mpa 630.00小轮计算弯曲应力 /mpa 114.77小轮弯曲疲劳许用应力/mpa 286.99小轮弯曲疲劳极限应力/mpa 215.00大轮齿数z2 58大轮齿宽b2 (mm) 46.00

8、大轮分度圆直径 (mm) 290.00大轮材料及热处理方式 碳钢调质大轮齿面硬度 /hv10 210.00大轮计算接触应力 /mpa 446.90大轮接触疲劳许用应力/mpa 498.73大轮接触疲劳极限应力/mpa 550.00大轮计算弯曲应力 /mpa 111.00大轮弯曲疲劳许用应力/mpa 307.48大轮弯曲疲劳极限应力/mpa 210.00装配条件 一个齿轮悬臂接触斑点检查方式 满载逐件检查传动方式 闭式传动齿面粗糙度rz /m 3.2000是否允许有少量的点蚀 允许润滑油运动粘度v40 /(mm2/s) 100.0000极限传递功率 /kw 18.0578大轮接触疲劳许用应力/m

9、pa 498.73大轮接触疲劳极限应力/mpa 550.00大轮计算弯曲应力 /mpa 111.00大轮弯曲疲劳许用应力/mpa 307.48大轮弯曲疲劳极限应力/mpa 210.00装配条件 一个齿轮悬臂接触斑点检查方式 满载逐件检查传动方式 闭式传动齿面粗糙度rz /m 3.2000是否允许有少量的点蚀 允许润滑油运动粘度v40 /(mm2/s) 100.0000极限传递功率 /kw 18.0578 6. 圆柱齿轮的设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(gb10095-88)。材料选择。由机械设

10、计表6.1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250hbs，大齿轮为45钢（调质），硬度为210hbs，二者材料硬度差为40hbs。选小齿轮齿数，则大齿轮齿数2。 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 1> 确定公式内的各计算数值.试选载荷系数。.计算小齿轮传递的转矩 .由机械设计表6.5选取齿宽系数。.由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数。.由机械设计图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。.计算应力循环次数.由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数

11、；。.计算接触疲劳许用应力安全系数sh=1 2>.计算. 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 .计算圆周速度。 .计算载荷系数 根据，7级精度，由机械设计图6.10查得动载系数； 由机械设计表10-2查得使用系数； 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、齿轮悬臂布置，； 故载荷系数.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 .计算模数 ，按标准取模数两轮分度圆直径中心距.计算齿宽。，圆整后.计算齿高 3.核齿根弯曲疲劳强度 由式（6.12），1>.确定公式内的各计算数值.由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；.由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系

12、数，；.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 ，应力修正系数有 .查取齿形系数； 由机械设计表6.4查得；.查取应力校正系数；由机械设计表10-5查得；.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮的数值较大，所以按大齿轮核对计算弯曲疲劳强度足够(5).结构设计及绘制齿轮零件图其次考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于400mm，而又小于1000mm，故以选用轮辐式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图6.29荐用的结构尺寸设计。首先其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径小于等于160mm，所以选用实心齿轮。画出零件结构图。7. 滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计.输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知，

13、.初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据机械设计表15-3，取，于是 ，由于键槽的影响单键槽轴径应增大，即，取 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查机械设计表10.1，取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，处轴肩高，故取-段的直径；左端用轴端

14、挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取 2).初步选择圆锥滚子轴承。，选轴承样本，选用型号为30210的单列圆锥滚子轴承，其内径。3).为方便装配取安装齿轮处的轴端-的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为79mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。查轴承样本，轴承定位轴肩的高度，所以-=60.由减速器的结构设计可取l-=30mm. 4).轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。

15、根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂长度，则 参考大圆锥齿轮和小圆锥齿轮的装配关系，得l-=153至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由工程图学附表e-11查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向

16、定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计课程设计手册表1-27，取轴端圆角。.求轴上的载荷根据机械设计p132 公式6.21求的，首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30210圆锥滚子轴承，由手册中查得。，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算处的截面c处的、及的值列于下表。载荷 水平面h 垂直面v支反力弯矩总弯矩 ，.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面

17、（即危险截面c）的强度。根据上表数据，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 前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表11.2查得因此，故安全。.精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面由于在估算是放大了5%以考虑键槽的影响，而且截面a，,b只受转矩，故不必校核截面c上的应力最大，但由于过盈配合及键槽引起的应力集中均在该轴段两端，故也不必校核截面，处应力接近最大，应力集中相近，且最严重，但截面不受扭矩作用，故不必做强度校核。截面为危险截面，截面的左右两侧基恩需校核。 (2).截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切

18、应力 弯曲正应力为对称循环循环弯应力，扭转切应力为脉动循环变应力，即， 轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表11.2得，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表1.6查取。因，经差值后可查得 ， 由，查图2.8并经插值 ，故有效应力集中系数为 由，查图2.9 由查图2.10 轴按磨削加工，由查图2.12 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 45钢： ，取 ，取于是，计算安全系数值，则 材料均匀，载荷与应力计算精确时：取左侧疲劳强度合格故可知其安全。 (3).截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 弯曲正应力为对称循环循

19、环弯应力，扭转切应力为脉动循环变应力，即弯曲正应力为对称循环，扭转切应力为脉动循环过盈配合处的，由附表1.4用插值法求出，并取，于是得 ， 故得综合系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为 该设备无大的瞬时过载和严重的应力循环不对称，所以无需强度校核 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。.绘制轴的工作图，如下： (三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命 计算输出轴承 (1).已知，两轴承的径向反力 由选定的圆锥滚子轴承30210，查设计手册得： (2).因为，故轴承被“压紧”，轴承被“放松”，得 (3). ，查手册可得 由于，查表8.10得; (4).计算当量载荷、 (5).轴承寿命计算 查表8.7，8

20、.8得 故满足预期寿命。8. 键联接设计.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选a型平键，其尺寸为，(gb/t 1095-2003)现校核其强度：,， 查机械设计表12.1得，因为，故键符合强度要求。 .输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选a型平键，其尺寸为，(gb/t 1095-2003)现校核其强度：,， 9.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s

21、，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大于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3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为r=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 a 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用m10紧固b 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油

22、孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.d 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.e 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.f 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚

23、螺钉直径m12地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径m14机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）m12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）m10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）m8定位销直径=（0.70.8）10，至外机壁距离查机械设计课程设计手册表11-2242018，至凸缘边缘距离查机械设计课程设计手册表11-22216外机壁至轴承座端面距离=+（812）48大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210齿轮端面与内机壁距离>16机座肋厚 轴承端盖外径+（55.5） 14010. 润滑密封设计对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用sh0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为h+，h=30 =45。所以h+=30+45=75其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。四 设计小结 这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计