机械设计课程设计带式输送机传动装置设计完整图纸

1、目        录 一、设计任务 3 二、电动机的选择和计算 4 三、传动比 5  四、传动装置的运动和动力参数 6 五、齿轮的设计计算 7  六、箱体的设计计算 11七、二级圆锥圆柱齿轮减速器轴的方案设计 13八、轴承的校核 18九、键的选择与校核 20十、轴承的润滑及密封 22十一、设计小节 23cad图纸，联系153893706一、设计任务  带式输送机的原理是通过传动装置给皮带传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、

2、生活等方面。其执行机构如下：带式输送机传动装置设计1.原始数据和条件1)推力f=3800；2)推头速度v=0.8m/s；3)工作情况： 两班制，常温下连续工作，空载起动，载荷平稳；4)使用折旧期10年。2.参考传动方案 二、电动机的选择和计算1、 类型：按工作要求和条件，选用三相笼式异步电动机，封闭式结构；电压380v，y型。2、 容量： 由电动机至运输带的传动总效率为 其中 分别代表轴承、圆锥齿轮、圆柱齿轮、弹性联轴器、卷筒的效率。查表1，取=0.98，=0.99 =0.96，=0.97，=0.963、电机转速卷筒轴工作转速为： r/min按表1推荐的传动比合理范围，取二级圆锥圆柱齿轮减速器

3、传动比故电动机转速的可选范围为 r/min符合这一范围的同步转速有750，1000，1500 r/min根据容量和转速，由有关手册查出有三种传动比方案：方案电动机型号额定功率电动机转速 r/min电动机重量 同步转速满载转速1y132s45.5k160m85.5kw7507201253y132m265.5kw100096085综合比较而言，选定方案3比较合适，因此选定电动机型号为y132m26其主要性能如下：型号额定功率kw满载时转速r/min电流（380v 时 ） a效率%功率因数%y132m265.59606.585.3846.52.02 电动机主要外形和安装尺寸

4、列于下表：单位：mm中心高h外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺柱孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸1325153453152161781238801041三、传动比1、总传动比满载传动 =960 r/min2、分配传动装置传动比 减速器传动比为：3、分配减速器的各级传动比 圆锥齿轮传动比为： 圆柱齿轮传动比为：四、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速 轴 轴 轴 卷筒轴 2、各轴输入功率   ×× kw  × kw  ×kw3、各轴输入转矩电动机轴输入转矩：    轴   

5、; 轴    轴  卷筒输入转矩：6、运动和动力参数计算结果整理与下表轴名功率p（kw）转距t (nm)转速n传动比效率输入输出输入输出电动机4.2041.789601.000.99轴2.952.8829.3328.559604.140.94轴2.772.75114.25114.11232.854.60.95轴2.582.50489.31488.5650.621.000.97卷筒轴2.432.41460.31458.250.62 五、齿轮的设计计算 选用齿轮类型、精度等级、材料和齿数 1、选直齿圆锥齿轮传动为高速传动，直齿圆柱齿轮为低速传动； 2、运输机为一般工作

6、机器，速度不高，故选用7级精度（gb1009588）; 3、材料选择，由表101选择两小齿轮材料都为40cr（调质）、硬度为280hbs；两大齿轮材料都为45号钢（调质）、硬度为240hbs，两者材料硬度差为40hbs.（一）低速级齿轮传动的设计计算1、选小齿轮齿数z=22，大齿轮z= 。取 2、按齿面接触强度计算：由计算公式进行计算1)确定公式内的各计算值：(1)试选定载荷系数1.3(2)计算小齿轮的转距：(3)查表选得齿宽系数(4)由表106得，材料的弹性影响系数(5)小齿轮的大齿轮的(6)由公式计算压力循环次数 假设一年工作365天=(7)由图109查得接触疲劳寿命系数(8)计算接触疲劳

7、许用应力取失效概率为1，安全叙述为s=1，得可得: 2） 计算计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值 计算圆周速度v：计算齿宽b: 计算齿宽与齿高之比b/h模数：齿高：则 计算载荷系数根据v=0.25m/s ，7级精度，查得动载系数k=1.01取由表102查得使用系数：由表109查得则 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 计算模数m： 取3）按齿根弯曲强度设计：(1)由式1023得弯曲强度的设计公式为确定各项计算值：1)由图1020c查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为 2)由图1018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

8、式（1012）得 =4)计算载荷系数k查取齿型系数，查取应力校正系数得：, 5)计算大、小齿轮的，并加以比较 设计计算 对计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大雨由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所决定的承载能力，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，可取由弯曲强度算得的模数2.142，并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度计算得的分度圆直径算出小齿轮数 大齿轮齿数 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。4、几何尺寸计算1)计算分度圆直径2)计算中心距 3

9、)齿宽 取7)验算 所以设计符合条件。（二）高速级齿轮传动的设计计算、齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢（调质）。齿面渗碳淬火，硬度为250hrc。（2）齿轮精度：按gb/t100951998，选择7级，齿根喷丸强化。2、试选小齿轮的齿数为=22，=3、按齿面接触强度计算由计算公式d进行计算1)确定公式内的各计算值：试选定载荷系数1.3；计算小齿轮的转距，由前面算得：；查表选得：齿宽系数；由查表得，材料的弹性影响系数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： 由公式计算压

10、力循环次数n=60=n查得接触疲劳寿命系数(9)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全叙述为s=1，得可得:= =2） 计算计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值,取3齿数：z1=21 z2=84齿数比：u=84/21=4与设计要求传动比误差0.2%，可用。4模数： 大端模数：m=d/z=66.730/21=3.18 取标准模数为45大端分度圆直径： d1=mz1=84 d2=mz2=3366节锥顶矩 7.节圆锥角8.大端齿顶圆直径 小齿轮 大齿轮 9.齿宽：取n1=b2=39六、箱体的设计计算已知：中心距 a=247.5mm,a为圆柱齿轮传动中心距。1、机座壁厚 取=10mm2、机盖壁厚

11、取=10mm3、机座凸缘厚度4、机盖凸缘厚度5、机座底凸缘厚度6、地脚螺钉直径 取。由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d为m（24）7、地脚螺钉数目因为， 所以=48、轴承旁连接螺栓直径；取mm。查得标准件六角头螺栓c级 其螺纹规格 d为m（20）9、机盖与机座连接螺栓直径查得标准件六角头螺栓c级 其螺纹规格 d为m（12）10、连接螺栓的间距，取11、轴承端盖螺钉直径 取 查得标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为m(10)12、窥视孔盖螺钉直径 取查得标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为m（8）13、定位销直径 取查得标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为m（1

12、0）14、至外机壁距离由机械设计课程设计指导书中表4，取 15、至凸缘边缘距离同样取16、轴承旁凸台半径17、外机壁至轴承座端面距离18、大齿轮顶圆与内机壁的距离： 取=20mm19、圆锥齿轮端面与内机壁的距离： 取20、机盖、机座肋厚21、凸台高度 22、轴承端盖凸缘厚度，取23、轴承端盖外径 =轴承孔直径+=38+，取24、轴承旁联接螺柱距离 七、二级圆锥圆柱齿轮减速器轴的方案设计第一根轴的设计1 确定输出轴上的功率，转速和转距。由前面可知=3.04kw，=960r/min, =39.33。2 求作用在轴上的力 3、初步确定轴的最小直径：低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步

13、计算轴径，根据153取，于是得：,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取 。采用弹性套柱联轴器（tl 4型）,其公称转矩为63，轴孔直径为22mm，轴孔长度联轴器与轴配合的毂孔长度所以.4、轴的结构设计：1） 拟定轴上零件的装配方案；具体的装配与结构图如装配图所示。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处右边设一轴肩，取左端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径32mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比稍短些，现取（2）初步选择滚动轴承，根据在轴承中选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承3020

14、6，基本尺寸为故取其右端采用轴肩进行轴向定位，取h=6mm,故 (3)轴承盖的总宽度取为20mm,轴承距离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为30mm，即=38mm。3）轴上零件的周向定位：联轴器与轴的联接采用平键联接。由手册查得平键截面键槽采用键槽铣刀加工，长度为20mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，联轴器与轴的配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6。小圆锥齿轮跟轴的连接采用平键，由手册查得平键截面键槽采用键槽铣刀加工，长度为32mm。4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取

15、轴左端的倒角为，其右端倒角。从左至右轴肩的圆角半径分别为1.6mm，1.0mm，2.0mm，2.0mm，1.0mm，1.6mm。5、求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查取a值。对于30206型圆锥滚子轴承由手册查得a=16mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为：,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面c是危险截面。现将计算出的截面c处的，值列于下表：载荷水平面垂直面支反力,弯矩总弯矩扭矩6）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c的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调

16、质处理。查得,因此，故安全。第二根轴的设计1、确定输出轴上的功率，转速和转距。由前面可知=2.77kw，=232.85r/min, =114.25n.m 2、求作用在轴上的力由后面第三根轴的受力分析可得作用在第二根轴上小圆柱齿轮的力3、初步确定轴的最小直径轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算公式，初步计算轴径，取。取此处为轴的最小直径。 4、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）初选轴承为滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据选取0基本游隙，标准精度级的单列圆锥滚子轴承（型号为30206），

17、基本尺寸为取 （2）右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册查得30307型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此。锥齿轮距左端箱体的距离为16mm, 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s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度t=34mm,大锥齿轮轮毂长l=40mm。所以。锥齿轮和轴承之间用轴环确定距离，取其宽度为。 (3)已知大圆锥齿轮轮毂宽度为40mm,为了使套筒端面可靠地压紧圆锥齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取。圆锥齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取h=4mm，则轴环处直径。轴环宽度取。 (4)已知小圆柱齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略

18、短轮毂宽度，故取。至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位圆柱齿轮和轴的联接采用平键联接。由手册查得平键截面，键槽采用键槽铣刀加工，长度为63mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6；同样查得圆锥齿轮与轴的联结：平键截面键槽采用键槽铣刀加工，长度为36mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6。 4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端倒角为，其右端倒角。从左至右轴肩的圆角半径均为2.0mm。5)轴承由手册查得宽度为a=17mm，因此

19、，作为简支梁的轴的支承跨距为。 第三根轴的设计1、确定输出轴上的功率，转速和转距。由前面可知=2.58kw，=50.62r/min, =489.31。2、 求作用在齿轮上的力因已知低速级齿轮的分度圆直径为 3、 初步确定轴的最小直径低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，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，故需确定联轴器的型号。联轴器的转距：取。查标准gb/t50141985,选用弹套柱块柱联轴器hl4型，其公称转矩为半联轴器的孔径故取；长度联轴器与轴的配合长度为4、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定

20、位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处右边需制出一轴肩，取左端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径60mm。为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比l稍短些，现取（2）初选轴承为滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选取单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承，其基本尺寸为故取 (3)取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮的右段与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取左端采用轴肩定位，轴肩高度所以取齿轮距右端箱体的距离为16mm, 考虑到箱体的铸造误差，

21、在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度t=34mm,所以。 (4)锥齿轮距左端箱体的距离为16mm, 锥齿轮与圆柱齿轮的距离为c=25mm。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s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度t=34mm,大锥齿轮轮毂长l=40mm。则：；。至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按有手册查得平键截面键槽采用键槽铣刀加工，长度为63mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为14

22、mmmm,长度70mm, 半联轴器与轴的配合为h7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为1.6mm，1.6mm，2.0mm，2.0mm，2.0mm，1.6mm.八 中间级轴承的设计与校核初步选滚动轴承：因轴承受有径向力和轴向力作用，选用圆锥滚子轴承，根据选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其基本尺寸为。1、 中间级受力分析 f v 2 fv1 fh1 f h2 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 作用在圆锥大齿轮（从动轮）上的力为：圆周

23、力： ,径向力： 其所受力的方向与速级小圆锥齿轮的方向相反，大小相同。作用在中间级小圆柱齿轮（主动轮）上的力为：圆周力：径向力：2、计算轴上的支反力垂直面的支座反力分别为：, 水平面的支座反力分别为：,3、轴承的选择与计算根据受力分析及实际情况，选择深沟球轴承，型号为30307。轴承a受的径向力：=n, 轴承b受的径向力：f=n 4、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承b来计算轴承寿命。lh实际工作需要的时间为，故所选轴承满足寿命要求。九、键的选择与校核设定输入轴与联轴器之间的键为1 ，大圆锥齿轮与中间轴之间的键为键2，小圆柱齿轮与中间轴之间的键为键3，大圆柱齿轮与输出轴之间的键为键4，输出轴与联

24、轴器之间的键为键5，输入轴与小圆锥齿轮之间的键为键6。 键的类型 图 1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：键1：圆头普通平键（a型） b= 8mm h=7mm l=20mm 键2：圆头普通平键（a型） b=14mm h=9mm l=36mm键3：圆头普通平键（a型） b=14mm h=9mm l=63mm 键4：圆头普通平键（a型） b=20mm h=12mm l=63mm 键5：圆头普通平键（a型） b=14mm h=9mm l=70mm 键6：圆头普通平键（a型） b=6mm h=6mm l=32mm2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距t1=40.53n·m 键6受到的转距t1=40.53n·m键2受到的转距t