1、燕山大學機械設計課程設計說明書題目： 帶式輸送機傳動裝置 目錄一傳動方案的擬定3二電動機選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算31.原始數據32. 電動機的選擇3三傳動零件的設計計算71第一級圓柱齒輪設計72第二級圓柱齒輪設計11四軸的設計和計算及校核161.軸的計算162.軸的校核18五軸承的選擇校核21六鍵的選擇及校核221鍵的選擇232鍵的強度計算23七聯軸器的選擇24八潤滑和密封說明241.潤滑說明242.密封說明24九拆裝和調整的說明25十. 減速器附件25十一設計小結26十二參考資料26燕山大學課程設計說明書 設計及計算過程結果一傳動方案的擬定由題目所知傳動機構類型為：同軸式圓柱兩級齒

2、輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：共三根軸，每根軸直徑依次增大，利用圓柱齒輪進行傳動，考慮到輸入軸和輸出軸在同一軸線，則取兩級的傳動比基本一樣。二電動機選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算1.原始數據傳輸帶牽引力F=1609N傳輸帶工作速度V=0.62m/s滾筒直徑D=0.25m2. 電動機的選擇 確定電機容量 工作機的功率其中為卷筒效率；傳動裝置總效率a=(1)2×2× 3× (4)4式中1為聯軸器的效率1=0.99（剛性聯軸器），2為第一級圓柱齒輪傳動效率（8級精度）2=0.97 , 3為第二級圓柱齒輪傳動效率（8級精度）3=0.97

3、，4為軸承效率（滾動軸承）4=0.98；電動機計算公式和有關數據皆引自機械設計課程設計指導手冊第9頁第11頁、第119頁傳輸帶牽引力F=16609N傳輸帶工作速V=0.62m/s滾筒直徑D=0.25m=1.22kW 設計及計算過程結果則有a=0.970.97=0.851故電動機輸出功率 Pd=Pw / a=1.039/0.851=1.22kW 選電動機的轉速工作機轉速按推薦的傳動比合理范圍，二級同軸式圓柱齒輪減速器故電動機轉速的可選范圍為符合 這一范圍的同步轉速有750r/min 、1000r/min、1500r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸的重量、價格、功率等因素，決定選用同步轉速為

4、940r/min的電動機，型號為Y100L-6。其額定功率P=1.5Kw>Pd，滿載轉速為940r/min。 計算傳動裝置的運動和動力參數將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為軸、軸、軸、卷筒軸，并設i1、i2為相鄰兩軸間的傳動比，為相鄰兩軸間的傳動效率。 總傳動比分配由于所設計減速器為同軸式 則根據要求取 則i1=。 各軸轉速：軸 設計及計算過程結果軸 軸 卷筒軸 各軸輸入功率：軸 軸 軸 卷筒軸 各軸輸入轉矩：軸 軸 軸 卷筒軸 運動和動力參數計算結果整理于下表：結果軸號功率P/kw轉矩T/（N·m）轉速n/(r·min)傳動比i效率電機軸1.5012.3994010

5、.99軸1.2112.279404.4780.98軸1.1551.90211.244.4780.97軸1.07219.5547.4710.97卷筒軸0.91213.0047.47三傳動零件的設計計算運動和動力參數齒輪計算公式和有關數據皆引自機械設計第76頁第98頁z1=23z2=103i=4.458級精度 設計及計算過程結果1第一級圓柱齒輪設計 選擇材料，精度及參數 選取齒輪的材料熱處理方法及齒面硬度由表選擇小齒輪材料為45鋼，調質，硬度為240HBS，大齒輪選用45鋼，正火，硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。合適 選取齒數選小齒輪齒數z1=23，大齒輪齒數z2=4.45

6、5;z1=102.35圓整為z2=103 精度等級：按GB/T10095，初選8級精度。 選取螺旋角，初選螺旋角齒寬系數=1.0，軸承相對齒輪不對稱布置. 按齒面接觸疲勞強度設計，有公式 確定載荷系數K使用系數KA=1估計圓周速度v=5m/svz1/100=1.15m/s動荷系數KV=1.08z1=23z2=103i=4.458級精度 設計及計算過程結果齒向載荷分布系數=1.09齒間載荷分配系數=1.45 節點區域系數=2.42重合度系數因>1取=1， 螺旋角系數 彈性系數=189.8 接觸疲勞強度極限應力=590MPa =470MPa 設計及計算過程結果計算應力循環次數N1=60n2j

7、Ln=60211.24(63008)=2.19108N2= N1/u2=2.19108/4.45=4.89107壽命系數KHN1= 1.0KHN2=1.02計算接觸疲勞許用應力, 取失效概率為1%,安全系數S=1取469.2MPa試算小齒輪分度圓直徑由上列計算公式得 計算圓周速度修正載荷系數按vz1/100=0.5379×23/100=0.1241查得=1.01校正 計算法向模數 設計及計算過程結果 取 計算中心距圓整取a=165mm按圓整后的中心距修正螺旋角值改變不多，故、等值不必修正。計算分度圓直徑計算齒輪寬度圓整取 校核齒根彎曲疲勞強度 重合度系數=0.25+0.75/=0.2

8、5+0.75/1.71=0.69 螺旋角系數=1-=a=165mmd1=60.24d2=269.76 設計及計算過程結果 計算當量齒數 查取齒形系數，查取應力修正系數 查得，計算彎曲疲勞極限應力及壽命系數壽命系數按，分別查得計算彎曲疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數SH=1計算彎曲應力該方案合理 設計及計算過程結果 2.第二級圓柱齒輪設計 a 對于第二對齒輪材料，精度及參數和第一對齒輪相同 取 大齒輪寬度為 b3=2/3b=40mm 則b4=46mm b 校核齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲疲勞極限應力及壽命系數壽命系數按，分別查得計算彎曲疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數SH=1計算彎

9、曲應力 設計及計算過程結果e. 校核齒面接觸疲勞強度 該方案合理。四軸的設計和計算及校核1.軸的計算 高速軸1的計算.估算軸徑d1,參考式（10-2），取C=112（假設軸材料為45號鋼），.繪出高速軸1的結構輪廓，小齒輪的分度圓直徑60mm，齒根圓直徑57.7mm，聯接聯軸器的軸徑22mm，小齒輪的根徑小，采用齒輪軸結構。.齒輪軸有軸向力，采用角接觸軸承7006C。綜合考 慮聯軸器、軸承與軸的定位，軸承與小齒輪之間的軸徑采用37mm。左軸承內圈用軸用軸節端面定位。軸2的計算 .估算軸徑d2,參考式（10-2），取C=108（假設軸材料為45號鋼），.繪出小斜圓柱齒輪、大斜齒圓柱齒輪的結構輪廓

10、。小斜齒輪分度圓直徑60.24mm，齒頂圓直徑64.23mm，安裝軸承處的軸直徑最小30mm，齒輪根徑小，采用齒輪軸結構。大圓柱斜齒輪采用平鍵，輪轂長度取40mm，采用軸承加套筒定位。.斜齒輪有軸向力，擬采用7006C型角接觸軸承，結構尺寸見圖。綜合考慮定位要求，軸承內徑30mm,軸承與大斜齒輪之間用套筒定位，套筒內徑30mm。為了定位準確，大斜齒輪的端面超出軸的端面2mm 圖1 軸1結構圖 軸的計算公式和有關數據皆引自機械設計第142頁第156頁 設計及計算過程結果圖2 軸2結構圖輸出軸的計算.估算軸徑d3,參考式（10-2），取C=112（假設軸材料為45號鋼），.繪出大斜齒圓柱齒輪的結構

11、輪廓。斜齒輪分度圓直徑269.76mm，齒頂圓直徑274.00mm，軸徑45mm，采用齒輪和軸分開的結構。斜齒輪采用模鍛，輪轂長度60mm。.擬采用7008C型角接觸軸承，結構尺寸見圖。綜合考慮定位要求，軸承內徑40mm,軸承與斜齒輪之間用套筒定位。為了定位準確，斜齒輪的端面超出軸的端面3mm。 設計及計算過程結果圖3 輸出軸結構圖2.軸的校核 求作用在齒輪上的力，軸上的彎距、扭距，并作圖，齒輪上的作用力：轉矩T3=219.55N·m圓周力徑向力軸向力受力圖如下 設計及計算過程結果(2)計算軸承支反力水平面 垂直面 (3)截面最大彎矩處為危險截面，對此截面進行校核軸的材料選用45鋼調

12、質，由表10-5所列公式可求的疲勞極限由式得0.11，求截面的應力中 ， 設計及計算過程結果 .求截面的有效應力集中系數 因在此截面處有軸直徑的變化，過渡圓角半徑r=2mm，其應力集中可由表10-9查得D/d=50/45=1.11，r/d=2/45=0.044由查得， e.求表面狀態系數及尺寸系數 由表10-13查得0.92由表10-14查得，求安全系數 因此軸的強度滿足要求五軸承的選擇校核 軸承為GB/T 292-1994 7008C C=19000 C0=14500 n=53001）壽命計算，計算內部軸向力軸承計算公式和有關數據皆引自機械設計第159頁第181頁 設計及計算過程結果 S=F

13、r/2Y 由表11-4知7008C （e=0.4）S=0.4Fr ，則軸承被壓緊，軸承被放松計算當量動載荷由表11-7 取f=1.2，由表11-6 ，計算壽命，取中較大的值代入壽命計算公式 選用的該軸承符合要求 六鍵的選擇及校核Lh10=283995h 設計及計算過程結果1鍵的選擇.軸鍵槽輪轂處部分的軸徑為45mm，選擇普通圓頭平鍵,鍵.聯軸器軸段軸頸為30mm，選擇普通圓頭平鍵鍵2鍵的強度計算假定載荷在鍵工作面上均勻分布，普通平鍵聯接強度條件為 查表6-2得，鋼材料在靜載荷下的許用擠壓應力為125150MPa，所以取(1)1鍵的強度計算 所以 滿足強度條件(2)2鍵的強度計算鍵14×

14、;50鍵10×50 設計及計算過程結果所以 滿足強度條件七聯軸器的選擇1.高速軸軸端聯軸器的選擇高速軸軸端直徑選擇R為22mm，采用剛性固定式聯軸器（GB/T 5843-2003），型號為GYS2，材料為鋼，軸孔長度38mm，額定轉矩T為63N·m，許用轉速10000r/min。2.輸出軸軸端聯軸器的選擇輸出軸軸端直徑30mm，由于載荷平穩，選用剛性聯軸器(GB/T 5843-2003)，型號為GYS4，軸孔直徑30mm，材料為鋼，軸孔長度為56mm，額定轉矩T 為224 N·m，許用轉速為9000r/min。八潤滑和密封說明1.潤滑說明此減速器最大圓周速度較大因

15、此整體采用油霧潤滑。2.密封說明 設計及計算過程結果在試運轉過程中，所有聯接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何墊片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。橡膠油封應注意按圖紙所示位置安裝。九拆裝和調整的說明1.裝配前，所有零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機體內不許有任何雜質存在，內壁涂上不被機油侵蝕的涂料兩次；2.嚙合側隙用鉛絲檢驗不小于0.16m，鉛絲不得大于側隙的四倍3.用途色法檢驗斑點。按齒高接觸斑點55%；按齒長接觸斑點為50%。必要時可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況；4.軸承端蓋應與軸承外端面留有0.25-0.4mm的軸承間隙；5.檢查減速器剖分面、各接

16、觸面及密封處，均不許漏油。剖分面允許涂密封油漆或水玻璃，不允許使用任何額填料；6.機座內裝HJ-50潤滑油至規定高度;7.表面涂灰色油漆。十. 減速器附件1.為了拆卸和搬運，箱蓋上鑄有吊鉤。2.減速器箱頂部開窺視孔，以便檢查傳動件的嚙合情況，并有足夠大小以便手能深入操作。3.放油孔在油池最低處，安排在減速器不與其他部件靠近的一側，放油孔處的箱壁外側鑄有凸臺，用螺塞塞住，并加封油圈密封。4.油標尺放置于便于觀察減速器油面之處，油孔位置在油面以上，以免油溢出。 設計及計算過程結果5.在箱蓋頂部裝有通氣器，由于減速器在室內使用，選用帶孔螺釘制成，使箱壁內熱膨脹氣體自由溢出，以保證箱體內外壓力平衡，提

17、高箱體的密封性能。6.選用型號為GB/T 5782-2000型號的螺栓作為起蓋螺栓，螺紋長度大于機蓋聯接凸緣的厚度。7.為了保證剖分式箱體的軸承座孔的加工及裝配精度，在箱體聯接凸緣的兩端各安裝一個圓錐定位銷，其厚度大于減速器箱體凸緣的總厚度以便于拆卸。十一設計小結在此次機械設計課程設計里，是我在大學所學到的知識得到了充分的應用，在實踐中，我對理論知識更加深刻同時我也體會到，這些知識的應用方法，同時我也充分體會到自己在以前學習的不足，沒有將知識與實際充分的結合，是我學習的一大不足。經過這次課程設計，材料力學、機械原理、互換性、畫法幾何與機械制圖等都得到了充分的應用，使我對這些知識加深了理解。同時

18、也讓我對機械產生更加濃厚的興趣。課程設計雖然很辛苦，但同時也夾雜著許多的快樂，每天從上午到晚上，雖然任務繁重，但是非常的充實與滿足，當設計完成時，心里非常的開心與激動。同時在此次設計中我也學到了不少的東西，了解到設計的大概過程，也讓我對一些制圖軟件應用的更加熟練?？傊诖舜螜C械設計的課程設計中我受益匪淺。十二參考資料1. 機械設計課程設計指導手冊 韓曉娟 主編 北京：中國標準出版社 20092. 機械設計手冊 成大先 主編 北京：化學工業出版社 20083. 機械原理 安子君 主編 北京：國防工業出版社 2009 設計及計算過程結果4. 機械設計 周玉林 許立忠主編 北京：中國標準出版社 20095. 畫法幾何與機械制圖 賈春玉 鄭長民 主編 北京：中國標準出版