設計題目：設計一用于膠帶輸送卷筒的傳動裝置班 級： 學 生： 指 導 老 師： 目 錄1.機械設計課程設計任務書12.電動機選擇33.計算總傳動比及分配各級的偉動比54.運動參數及動力參數計算55.傳動零件的設計計算66.軸的設計計算137.滾動軸承的選擇及校核計算188.鍵聯接的選擇及校核計算199.減速器的潤滑19心得與體會20參考文獻20一設計的條件和數據1、膠帶輸送機兩班制連續單向運轉，載荷平穩，空載起動，室內工作，有粉塵；使用期限10年，一年小修大3年修。該機動力來源為三相交流電，在中等規模機械廠小批生產。輸送帶速度允許誤差為5。2、原始數據（1） 輸送帶的工作拉力F（N）：7000（2） 輸送帶的速度：v（m/s）：1.1（3） 卷筒直徑D（mm）：220二、設計內容1、傳動方案的分析與擬定；2、電動機的選擇與傳裝置運動和動力參數的計算；3、傳動件(如齒輪或蝸桿傳動、帶傳動等)的設計；4、軸的設計；5、軸承及其組合部件設計；6、鍵聯接和聯軸器的選擇與校核；7、潤滑設計；8、箱體、機架及附件的設計；9、裝配圖和零件圖的設計與繪制；1 0、編寫設計計算說明書。三、本課程設計要求每個學生完成以下工作：1、總裝配圖(A 1方格紙)1張，要求手工繪圖；2、計算機繪制總裝圖1張和零件工作圖3張 (箱體、傳動軸和齒輪等)；3、設計計算說明書一份(6000-8000字)；4、課程設計完成后應進行總結。1.選擇電動機(1)擇電動機類型： 按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠型三相異步電動機。（2） 確定電動機功率： 工作裝置所需功率： KW式中，=7000N,=1.1m/s,工作裝置的效率取=0.94。代入上式得：= KW電動機的輸出功率: KW式中，為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率。式中，V帶傳動效率=0.96，率=0.995，傳動（稀油潤滑）效率=0.97，滑塊聯軸器效率=0.98，則= KW因載荷平穩，電動機額定功率只需略大于即可，按表8-184中Y系列電動機技術數據，選電動機的額定功率為11KW。(3) 確定電動機轉速卷筒軸作為工作軸，其轉速為： r/min經查表按推薦的傳動比合理范圍:V帶傳動的傳動比 24，單級圓柱齒輪傳動比35，則總傳動比合理范圍為620，可見電動機轉速的可選范圍為：=（620）95.54=573.241910.8 r/min符合這一范圍的同步轉速有500r/min，1000r/min和1500r/min，為減少電動機的重量和價格，由表8-184選常用的同步轉速為1000r/min的Y系列電動機Y160L-6，其滿載轉速=970r/min。2.計算傳動裝置的總傳動比及分配各級的偉動比（1）傳動裝置總傳動（2）分配傳動裝置各級的偉動比，為使V帶傳動的外廓尺寸不致過大，取傳動比=3，則齒輪傳動比3. 計算傳動裝置的運動及動力參數（1） 軸計算各軸轉速軸 r/min軸 r/min工作軸 r/min（2） 計算各軸的功率軸 KW軸 KW工作軸 KW（3） 計算各軸輸入轉矩軸 N.m軸 N.m工作軸 N.m電動機軸輸出轉矩 N.m將以上算得的運動和動力參數列表如下：軸名功率P(KW)轉矩T( N.m)轉速n(r/min)電動機軸9.1089.6970軸8.736258323.33軸8.43841.695.66工作軸8.22820.695.664.傳動零件的設計計算1.皮帶輪傳動的設計計算選擇普通V帶截型確定計算功率查課本表8-7得：,故 KW式中系數,為傳遞的額定功率,既電動機的額定功率。選擇帶型號根據，,查課本圖8-11選用帶型為B型帶。確定帶輪基準直徑查課本表8-6和表8-8得小帶輪基準直徑.則大帶輪基準直徑,查課本表8-8后取。驗算帶速 在5m/s30m/s范圍內，帶帶速合適。確定帶的中心距a和基準長度初定中心距，所以帶所需的基準長度： 查課本表8-2選取基準長度。得實際中心距：中心距的變化范圍為479.4580.2mm驗算小帶輪包角，包角合適。確定v帶根數z因， ，傳動比,查課本表8-4a得kw.查課本表8-4b得kw.查課本表8-5得=0.92,查課本表8-2得=1.00.于是 故選Z=6根帶。計算單根V帶的初拉力的最小值查課本表8-3可得,故:應使帶的實際初拉力計算壓軸力壓軸力的最小值為：2、齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪類型，材料，精度等級及齒數。1）根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度。考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr（調質），齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼（調質），齒面硬度240HBS；二者材料硬度相差40HBS. 2)采用兩對齒輪同時設計選小齒輪齒數=24，=3.38=81.12，取=81(2)按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（109a）進行試算即:確定公式內的各計算參數如下：1）試選載荷系數=1.32)計算齒輪傳遞的傳矩 3)由表10-7選取齒寬系數=14）由10-6查得材料的彈性影響系數 =189.85）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限=600Mpa ；小齒輪接觸疲勞強度極限 =550Mpa6）由式10-13計算應力循環次數 7) 由課本圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：;8） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，按一般可靠度要求選取安全系數S=1.0，由式10-12得：（3）計算1）計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值2）計算圓周速度3）計算齒寬b4)計算齒寬與齒高之比模數 齒高 5)計算載荷系數根據v1.49m/s ,7級精度,由圖108查得動載系數=1.05直齒輪,由表10-2查得使用系數由表104用插值法得7級精度，小齒輪相軸承對稱布置時，由b/h=10.66, 查圖10-13得6) 按實際的載荷系數校正所算分度圓直徑，由式1010a得 7)計算模數m （4）按齒根彎曲強度設計由式105得彎曲強度設計公式1.確定公式內的各計算數值由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4由式（10-12）得 =計算載荷系數K查取齒形系數由表10-5查得查去應力校正系數由表10-5查得計算大小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數值大。2. 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數2.70并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=90.13,算出小齒輪齒數大齒輪齒數, 取這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。2）幾何尺寸計算 計算分度園直徑：d=zm=303=90 d=zm=1013=303 計算中心距 計算齒寬取 6.軸的設計計算三個軸總體布置，考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，引入尺寸a=16mm。為保證滾動軸承放入軸承座孔內，計入尺寸s=8mm，通過中間軸大體確定齒輪箱內軸的長度。（一）輸入軸的設計計算1. 高速軸的設計1） 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=8.736KW =323.33r/min=258Nm2） 作用在齒輪上的力已知I齒輪的分度圓直徑為 =90 而 F= 3） 初步確定軸的最小直徑先按課本式15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取于是得考慮有鍵槽，取d為35，并將直徑增大5%，則d=35(1+5%)mm=36.75.選d=402、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配 2）根據軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度a.根據之前設計的大帶輪，輪轂長L=265，取，直徑 b.初步選擇滾動軸承.因軸承只受徑向力,故選用深溝球軸承6312 dDB=6013031所以 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得6312型軸承的定位軸肩高度h=6，因此。3）根據圓柱齒輪若齒根圓到鍵槽底部距離e2.5m,應將齒輪和軸做成一體，故設計成齒輪軸。4）軸承端蓋的總寬度為20（有減速器及軸承端蓋的機構設計而定）。根據軸承端蓋的裝卸方便及對軸承添加潤滑的要求，取。6）其他尺寸的確定,至此，已初步確定了軸的各直徑和長度。 3軸上零件的周向定位帶輪與軸的連接采用普通楔鍵連接，由由表6-1楔鍵截面尺寸bh=128 ,長度為L=40。4.求軸上載荷。(1)繪制軸受力簡圖彎矩圖及扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力=1346M =477N=490N =174N彎矩M=88836N=32340Nmm總彎矩扭矩TT=54680Nmm5.按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據= MP前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全（二）.輸出軸的設計1. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=8.43KW =95.66r/min=841.6Nm2. 作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為 =303而 F= 3. 初步確定軸的最小直徑先按課本式15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取于是得輸出軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸的直徑 為了使所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，,故需同時選取聯軸器的型號查課本,選取因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以選取HL4型彈性柱銷聯軸器其公稱轉矩為2500N.m,半聯軸器的孔徑為554.軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配 2）根據軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度為了滿足聯軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩故取,右端用軸承擋圈定位，按軸端直徑取D=67，為保證軸承擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II軸段的長度應比L1略小，取82mm初步選擇滾動軸承.因軸承只受徑向力,故選用深溝球軸承6313 dDB=6514033,所以 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。3）取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為90mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3mm,取.軸環寬度,取b=12mm. 4)軸承端蓋的總寬度為20（有減速器及軸承端蓋的機構設計而定）。根據軸承端蓋的裝卸方便及對軸承添加潤滑的要求，取。5）其他尺寸的確定 至此，已初步確定了軸的各直徑和長度。 3軸上零件的周向定位帶輪與軸的連接采用普通平鍵連接，由和由表6-1普通平鍵截面尺寸bh=128 長度為分別為L=80 L=80 4.軸上載荷。繪制軸受力簡圖和彎矩圖及扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力=805M=372N=2213N =1029N彎矩M=64400N=188389Nmm總彎矩扭矩TT=5348490Nmm6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據= MP =60MP 故軸合理安全。各軸段上的倒角和圓角軸段軸C=2R=0.5R=0.5R=1.5R=5R=5R=1.5C=2軸C=2R=2R=1.5R=1.5R=2R=1.5R=1.5C=27.滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命1636510=58400h對于只承受純徑向力P=Fr1、計算輸入軸承（1）初先兩軸承為深溝球軸承6312型兩軸承徑向反力：Fr =P=Fr 查得C=20.8KN =3Lh=107981h58400h預期壽命足夠，軸承合適。3、輸出軸軸承校核（1）初先兩軸承為深溝球軸承6313型兩軸承徑向反力Fr =P=Fr 查得C=59.5KN =3Lh=4107311h58400h預期壽命足夠，軸承合適。8.鍵聯接的選擇及校核計算取=120Mpa（1）高速軸上鍵的校核選用A型平鍵，bh= 128 L=-b=40-12=28mm =258Nm Mpa (2)輸出軸上鍵的校核選用A型平鍵軸與聯軸器連接的鍵 bh=128 L=-b=80-12=68 Mpa 軸與齒輪連接的鍵 bh=128 L=-b=80-12=68 Mpa 9.減速器的潤滑。（1）齒輪的潤滑方式及潤滑劑的選擇齒輪采用浸油潤滑。即將齒輪浸于減速器油池內，當齒輪轉動時，將潤滑油帶到嚙合處，同時也將油甩直箱壁上用以散熱。（2）滾動軸承潤滑劑的選擇 滾動軸承采用油潤滑，齒輪轉動將潤滑油濺成油星以潤滑軸承。四心得與體會 這次關于帶式運輸機上的一級展開式圓柱直齒輪減速器的課程設計使我們真正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎.1、機械設計是機械工業的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、公差與配合、CAD實用軟件、機械工程材料、機械設計手冊等于一體。2、 這次的課程設計,對于培養我們理論聯系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。3、 在這次的課程