1、課程設計報告課程名稱： 機械設計綜合課程設計 設計題目： 帶式運輸機傳動裝置設計 學 院： 機械工程學院 專業年級： 機電09-1班 姓 名： 宋開勇 班級學號： 09-1-16 指導教師： 呂相艷 二一一年十一月十六日目 錄一、 課程設計任務書-1二、 傳動方案的擬定與分析-2三、 電動機的選擇-3四、 計算總傳動比及分配各級傳動比-4五、 動力學參數計算- 5六、 傳動零件的設計計算-6七、 軸的設計計算-17八、 滾動軸承的選擇及校核計算-26九、 鍵連接的選擇及校核計算-28十、 聯軸器的選擇及校核計算-29十一、減速器的潤滑與密封-30十二、箱體及附件的結構設計-32設計小結-33參

2、考文獻- 34一、課程設計任務書題目：帶式運輸機傳動裝置設計1. 工作條件連續單向運轉，工作時有輕微振動，空載起動；使用期10年，每年300個工作日，小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。1-電動機；2-v帶傳動；3-同軸式二級圓柱齒輪減速器；4-聯軸器；5-運輸帶題目c圖 帶式運輸機傳動示意圖2. 設計數據學號數據編號15-116-217-318-419-520-621-722-823-924-10運輸機工作軸轉矩（）1200125013001350140014501500125013001350運輸帶工作速度（）1.41.451.51.551.61.41.451.51.551.

3、6卷筒直徑（）4304204504804904204504404204703. 設計任務1）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數計算。2）進行傳動裝置中的傳動零件設計計算。3）繪制傳動裝置中減速器裝配圖和箱體、齒輪及軸的零件工作圖。4）編寫設計計算說明書。二、傳動方案的擬定與分析方案一：高速齒輪和低速齒輪都采用圓柱斜齒輪優點：傳動平穩。缺點：斜齒輪成本高。方案二：高速齒輪和低速齒輪都采用圓柱直齒輪優點：成本低。缺點：高速此輪采用圓柱直齒輪傳動不平穩，噪聲大。方案三：高速齒輪采用圓柱斜齒輪，低速齒輪采用圓柱直齒輪優點：成本相對低，傳動平穩。缺點：中間軸軸向力不能抵消。三、電動機的選擇1、電動

4、機類型的選擇選擇y系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇（1）傳動裝置的總效率： =0.960.9940.9720.990.96=0.8246（2）電機所需的功率：3、確定電動機轉速計算滾筒工作轉速：按機械設計課程設計指導書p7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動二級減速器傳動比范圍，取v帶傳動比，則總傳動比合理范圍為i總=840。故電動機轉速的可選范圍為：。符合這一范圍的同步轉速有1500和3000r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第1方案比較適合，則選n=1500

5、r/min。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為y160m-4。其主要性能：額定功率11kw；滿載轉速1460r/min；額定轉矩2.3；質量123kg。四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比2、分配各級傳動比（1） 取減速器的傳動比，則v帶傳動的傳動比（二級減速器，合理）（2） 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 則低速級的傳動比五、動力學參數計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉速分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出轉矩

6、和其余名軸的輸入轉矩分別為 、 、 、 、 。 六、傳動零件的設計計算 v帶傳動的設計計算1、選擇普通v帶截型由教材p156表8-7取ka=1.0pc=kap=1.010.467=10.467kw由教材p157圖8-11選用b型v帶2、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由教材教材p157圖8-11推薦的小帶輪基準直徑為：125140mm，則取dd1=140mmdmin=75 mm dd2=n1/n2dd1=1.71140=239.4mm由教材p157表8-8，取dd2=250mm帶速v：v=在525m/s范圍內，帶速合適3、確定帶長和中心矩根據教材p152式（8-20）0.7(dd1+dd2)a02

7、(dd1+dd2)得：0.7(140+250)a02(140+250) 所以有：273mma0780mm，取a0=550 由教材p158式（8-22）l d0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0得：l d0=2550+1.57(140+250)+(250-140)2/4550=1718.19mm根據教材p146表（8-2）取ld=1800mm根據教材p158式（8-23）得：aa0+（ld-l0）/2=550+（1800-1718.19）/2=591mm4、驗算小帶輪包角1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-（250-140）/59157.3

8、0=16901200（適用）5、確定帶的根數根據教材p152表（8-4a）查得：p0=2.82kw根據教材p153表（8-4b）查得：p0=0.40kw根據教材p155表（8-5）查得：k=0.98根據教材p146表（8-2）查得：kl=0.95由教材p158式（8-26）得：z=pc/pr=pc/(p0+p0) kkl=10.467/(2.82+0.40) 0.980.95=3.49取z=4 高速齒輪傳動的設計計算1、選擇齒輪材料及精度等級1）選用斜齒圓柱齒輪傳2）選用級精度3）材料選擇。小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為hbs，二者材料硬度差為hbs。4）選小齒輪

9、齒數124，大齒輪齒數2114.224=100.8,取z2=100。選取螺旋角。初選螺旋角2、按齒面接觸疲勞強度設計按式（1021）試算，即 1）確定公式內的各計算數值（1）試選 （2）由圖10-30，選取區域系數（3）由圖10-26差得（4）計算小齒輪傳遞的轉矩 （5）由表10-7選取齒寬系數（6）由表10-6查得材料的彈性影響系數（7）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（8）由式10-13計算應力循環次數（9）由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數（10）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為s=1，由式10-12得 2）計算（1）試

10、算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（2）計算圓周速度（3）計算齒寬及模數（4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數k已知使用系數根據，級精度，由圖10-8查得動載荷系數由表10-4查得由圖10-13查得假定，由表10-3查得故載荷系數（6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得（7）計算模數3、校核齒根彎曲疲勞強度由式10-17確定計算參數（1）計算載荷系數 （2）根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數 （3）計算當量齒數 （4）查取齒形系數由表10-5查得 （5）查取應力校正系數 由表10-5查得 （6）由圖10-20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強

11、度極限（7）由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數（8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數s1.4，由式10-12得 （9）計算大小齒輪的 大齒輪的數據大設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由取，則1）計算中心距將中心距圓整為161mm由于低速齒輪中心距252mm為了保證同軸，所以該中心距也應該為2522）調整一下參數： m=3mm z1=33 z2=130 按調整之后計算因值改變不多，故參數、等不必修正1）計算大、小齒

12、輪的分度圓直徑2）計算大、小齒輪的齒根圓直徑3）計算齒輪寬度圓整后??； 驗算： 合適 低速齒輪傳動的設計計算1、選擇齒輪材料及精度等級1）選用7級精度2）由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs。3）選小齒輪齒數，大齒輪齒數 取2、按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式10-9a進行試算，即確定公式各計算數值（1）試選載荷系數（2）計算小齒輪傳遞的轉矩（3）由表10-7選取齒寬系數（4）由表10-6查得材料的彈性影響系數（5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（6）由式10-13計

13、算應力循環次數（7）由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數（8）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為s=1，由式10-12得 1）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值（2）計算圓周速度v （3）計算齒寬（4）計算齒寬與齒高之比b/h模數齒高（5）計算載荷系數k 根據，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數 假設，由表10-3查得 由表10-2查得使用系數由表10-4查得 由圖10-23查得故載荷系數（6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得（7）計算模數3、校核齒根彎曲疲勞強度由式10-5得彎曲強度的設計公式為1）確定公式內的計算數值（1）由圖10-2

14、0c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 （3）計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為，安全系數為s=1.4，由式10-12得 （4）計算載荷系數（5）查取齒形系數由表10-5查得（6）查取應力校正系數 由表10-5查得（7）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數據大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大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，可取有彎曲強度算得的模數3.685，并就近圓整為標準值m=4mm按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數取大齒輪齒數取驗算帶速：實際的傳動比為：（1）計算分度圓直徑（2）計算齒根圓直徑（3）計算中

15、心距（4）計算齒寬取驗算：合適七、軸的設計計算 輸入軸的設計計算輸入軸上的功率2.求作用在車輪上的力3.初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3取于是由式15-2初步估算軸的最小直徑這是安裝帶輪處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，校正值 4軸的結構設計 5.軸的受力分析在水平面上在垂直面上 故 總支承反力1） 畫彎矩圖 故 2）畫轉矩圖 6 校核軸的強度 c剖面左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，故c剖面左側為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調質處理. 由 表 15-1 查得 故強度足夠 中間軸的設計計算1.中間軸上的功率轉矩2.求作用在車輪上的力高速大齒輪:低速小

16、齒輪: 3.初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調質處理。根據表15-3，取于是由式1-2初步估算軸的最小直徑 4軸的受力分析1)畫軸的受力簡圖2）計算支承反力在水平面上 在垂直面上 故 總支承反力3 ) 畫彎矩圖 故 查表15-1得=60mpa,因此,故安全. 輸出軸的設計計算1.輸出軸上的功率轉矩2.求作用在車輪上的力選軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取于是由式5-2初步估算軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，取 1 )畫軸的受力簡圖2）計算支承反力在水平面上 在垂直面上 總支承反力 3）畫彎矩圖 故 4）畫轉矩圖 6 校核軸的強度mpa查表15-1得=60mpa,因此,故安全.八、滾動

17、軸承的選擇及校核計算1.高速軸軸承-圓錐滾子軸承30207軸承載荷 徑向: 軸向: 故 2.中間軸軸承-圓錐滾子軸承30209軸承載荷 徑向: 軸向: 故 3.輸出軸軸承圓-深溝球軸承6014軸承載荷 徑向: 故 九、鍵連接的選擇及校核計算1. 校核輸入軸鍵連接強度皮帶輪：普通平鍵 查表得.故強度足夠.齒輪: 圓頭平鍵 查表得.故強度足夠.2. 校核中間軸軸鍵連接強度高速齒輪:圓頭平鍵（與低速齒輪相同） 查表得.故強度足夠.3. 校核輸出軸軸鍵連接強度齒輪:圓頭平鍵 查表得.故強度足夠.聯軸器: 圓頭平鍵查表得.故強度足夠.十、聯軸器的選擇及校核計算查機械設計手冊（軟件版），選用gb5014-

18、1985中的hx4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為2500n。許用轉數3870.運輸機工作軸轉矩1250，轉數66r/min，強度足夠十一、減速器的潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。i，ii，iii軸的速度因子，查機械設計手冊可選用鈉基潤滑劑2號 2密封方式的選擇由于i，ii，iii軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業齒輪油n200號潤滑，軸承選用zgn2潤滑脂十二、箱體及附件的結構設計12.1、箱體的結構設計箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體

19、進行具體設計。12.1.1、確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度，首先確定合理的箱體壁厚。為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。12.1.2、合理設計肋板；在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。12.1.3、合理選擇材料；因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。12.1.4、由2表6-5設計減速器的具體結構尺寸見下頁表格。12.2附件的結構設計12.2.1、檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注

20、入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。12.2.2、放油螺塞放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。12.2.3、油標油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩定之處。12.2.4、通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內溫度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢查孔上，其里面還有過濾網可減少灰塵進入。12.2.

21、5、起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。12.2.6、起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。12.2.7、定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工度與裝配精度。表12.1減速器鑄造箱體的結構尺寸名稱公式數值(mm)箱座壁厚=0.025a+3813箱蓋壁厚1=0.025a+3811箱體凸緣厚度箱座b=1.520箱蓋b1=1.5117箱座底b2=2.533加強肋厚箱座m0.8512箱蓋m10.8512地腳螺栓直徑和數目df=0.036a+12m24n=6軸

22、承旁聯接螺栓直徑d1=0.75dfm16箱蓋和箱座聯接螺栓直徑d2=0.5dfm12聯接螺栓的間距l175軸承蓋螺釘直徑和數目高速軸d3 =0.40.5dfm8n=6中間軸m8低速軸m8軸承蓋外徑d2高速軸d2=d+5d3160中間軸140低速軸180觀察孔蓋螺釘直徑d4=0.4dfm8df、d1、d2至箱外壁距離dfc134d122d218df、d1、d2至凸緣邊緣的距離dfc228d120d216大齒輪齒頂圓與內壁距離11.216齒輪端面與內壁距離214外壁至軸承座端面的距離高速軸l1=c2+c1+(58)67中間軸47低速軸390.8246z=4124z2=1002.0mmz1=33z2=130合適m=4mm合適強度足夠故安全故安全普通平鍵強度足夠圓頭平鍵強度足夠圓頭平鍵強度足夠圓頭平鍵圓頭平鍵強度足夠gb501