1、青島理工大學琴島學院課程設計說明書課題名稱：帶式輸送機傳動裝置設計學 院：機電工程系專業班級：機械設計及其自動化學 號：20100302015學 生：李運增指導老師：郇艷 青島理工大學琴島學院教務處 2013年7 月2 日機械設計課程設計評閱書題目帶式輸送機傳動裝置設計學生姓名李運增學號20100302015指導教師評語及成績指導教師簽名： 年 月 日答辯評語及成績答辯教師簽名： 年 月 日教研室意見總成績： 室主任簽名： 年 月 日摘 要本次課程設計是設計一個單級減速器，根據設計要求確定傳動方案，通過比較所給的兩種方案，選擇2方案，作為設計方案。設計過程根據所給輸出機的驅動卷筒的圓周力、帶速

2、、卷筒直徑和傳動效率。確定所選電動機的功率，再確定電動機的轉速范圍，進而選出所需要的最佳電動機。計算總傳動比并分配各級傳動比，計算各軸的轉速、轉矩和各軸的輸入功率。對傳動件的設計，先設計齒輪，從高速機齒輪設計開始，根據功率要求、轉速、傳動比，及其其他要求，按齒輪的設計步驟設計，最后確定齒輪的齒數，模數等一系列參數。本次課程設計我采用的是直齒輪，直齒輪的優點是，能提高齒輪嚙合的重合度，使齒輪傳動平穩，降低噪音，之后設計齒輪的結構，按機械設計所講的那樣設計，按同樣的方法對低速級進行設計，接下來對箱體進行大體設計，設計軸的過程中將完成對箱體的總體設計，設計軸主要確定軸的各段軸徑及其長度，在此設計過程

3、中完成了對一些附加件的設計包括對軸承的初選，主要是根據軸的軸向及周向定位要求來選定，然后對軸進行強度校核，主要針對危險截面。這個過程包括一般強度校核和精密校核。并對軸承進行壽命計算，對鍵進行校核。設計過程中主要依據課程設計，對一些標準件和其他的一些部件進行選擇查取，依據數學公式和經驗進行對數據的具體確定。關鍵字：減速器、齒輪、軸、軸承、鍵 1 機械設計課程設計 說明書機械設計課程設計計算說明書一、設計任務書.3二、傳動方案擬定.8三、電動機的選擇.10四、計算總傳動比及分配各級的傳動比.11五、運動參數及動力參數計算.12六、傳動零件的設計計算.18七、軸的設計計算.26八、滾動軸承的選擇及校

4、核計算.28九、鍵聯接的選擇及計算.29十、聯軸器的選擇.29十一、減速器箱體的選擇.30十二、減速器附件的選擇.31十三、潤滑與密封.32十四、課程設計小結.32一、課程設計任務1.1 課程設計的目的該課程設計是繼機械設計課程后的一個重要實踐環節，其主要目的是： （1）綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固和拓展所學的知識。 （2）通過設計實踐，逐步樹立正確的設計思想，增強創新意識和競爭意識，熟悉掌握機械設計的一般規律，培養分析問題和解決問題的能力。 （3）通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規范、設計手冊等有關設計資料，進行全面的機械設計基本技能的能力

5、的訓練。1.2 課程設計要求 1.單級減速器裝配圖一張（A0） 2.設計說明書一份1.3 課程設計的數據 課程設計的題目是：帶式輸送機減速系統設計工作條件：單向運轉,有輕微振動,經常滿載，空載起動, 兩班制工作，使用期限10年，輸送帶速度容許誤差為±5%。卷筒直徑D=380mm，帶速=1.95m/s, 帶式輸送機驅動卷筒的圓周力（牽引力）F=2.8KN。二、傳動方案擬定2.1 組成機器通常原動機、傳動裝置、工作機等三部分組成。傳動裝置位于原動機和工作機之間，用來傳遞運動和動力，并可以改變轉速，轉矩的大小或改變運動形式，以適應工作機功能要求。2.2 特點齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸

6、向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2.3 確定傳動方案綜合比較帶式輸送機的四種傳動方案，下圖的傳動方案工作可靠、傳動效率高、維護方便、環境適應性好。2.4. 選擇單級圓柱直齒輪減速器圖2-1傳動裝置總體設計簡圖三、電動機選擇3.1電動機類型的選擇 Y系列三相異步電動機3.2電動機功率選擇3.2.1傳動裝置的總功率： 總=帶×2軸承×齒輪×聯軸器×滾筒 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.96 =0.8593.2.2電機所需的工作功率： P工作=FV/1000總 =2800×1.95/（10

7、00×0.859） =6.35KW3.3確定電動機轉速 計算滾筒工作轉速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.95/（×380）=98r/min按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=36。取V帶傳動比I1=24，則總傳動比理時范圍為Ia=624。 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：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2方案比較適合，則選n=1000r/min。3.4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

8、型號為Y160M-6。其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉速970r/min，額定轉矩2.0。質量119kg。四、計算總傳動比及分配各級的偉動比4.1總傳動比 i總=n電動/n筒=970/98=9.94.2分配各級偉動比 據指導書，取i帶=2.5（i=24合理）i總=i齒輪×I帶i齒輪=i總/i帶=9.9/2.5=3.96五、運動參數及動力參數計算5.1計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=970r/minnII=nI/i帶=970/2.5=388(r/min)nIII=nII/i齒輪=359/4.38=82(r/min)5.2計算各軸的功率（KW）P0=P工作=7.5KWP

9、I=P0×帶=7.5×0.96=7.2KWPII=PI×軸承×齒輪=7.2×0.99×0.97 =6.92W5.3計算各軸扭矩（N·mm）T0=9.55×106PI/nI=9.55×106×7.5/970 =73.84N·mTI=9.55×106PI/nI =9.55×106×7.2/359 =191.53N·mTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×6.92/89 =805.93N·m

10、六、傳動零件的設計計算6.1皮帶輪傳動的設計計算6.1.1選擇普通V帶截型因為每天工作8小時，由表136得：KA=1.1PC=KA·P=1.1×7=7.7KW6.1.2由圖8-10得：選用B型V帶6.1.3確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由表8-6和表8-8： 取dd1=140mm dd2=n1/n2·dd1=970/359×140=370.7mm由表8-8中，取dd2=375mm帶速V：V=dd1n1/60×1000=×140×960/（60×1000） =7.11m/s在525m/s范圍內，帶速合適。6.1.4確定

11、帶長和中心矩根據課本公式得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(140+375)a02×(140+375) 所以有：340.9mma0974mm 初步取a0 =1.5（140+375）=768mm 由課本公式（14-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2426mm查表8-22，對B型帶選用：Ld=2500mm根據課式（8-23）得：aa0+Ld-L0/2=800+(2500-2426)/2 =800+37 =837mm6.1.5驗算小帶輪包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（375-

12、140）/837×57.30 =1800-160 =1640>1200（適用）6.1.6確定帶的根數根據表（13-3）P0=2.08KW根據表（13-4）P0=0.30KW根據表（13-5）K=0.96根據課本表（13-2）KL=1.03 由課本式（13-15）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =7.7/(2.03+0.3) ×0.96×1.03 =3.276.1.7計算軸上壓力由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（13-18）單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×7.7/4×7

13、.03×(2.5/0.96-1)+0.17×7.032N=228.03N則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（13-19）FQ=2ZF0sin1/2=2×4×158.01sin167.6/2=1866.5N6.2齒輪傳動的設計計算6.2.1選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40號碳素鋼調質，齒面硬度為220HBS。大齒輪選用45號鋼調質，齒面硬度190HBS；根據課本表11-1選8級精度。齒面精糙度Ra1.63.2m6.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式（1

14、3-15）確定有關參數如下：傳動比i齒=4.38取小齒輪齒數Z1=32。則大齒輪齒數：Z2=iZ1=4.38×32=140實際傳動比I0=140/32=4.375傳動比誤差：（i-i0）/I=(4.38-4.375)/4.38=0.1%<2.5% 可用齒數比：u=i0=4.38由課本表11-3取d=0.46.2.3轉矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×7.2/359 =1.9×105N·mm6.2.4載荷系數k 由課本表11-3取k=1.26.2.5許用接觸應力HH= HlimZNT/SH由課本圖

15、11-7c查得：HlimZ1=550Mpa HlimZ2=530Mpa由課本13-12計算應力循環次數NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=550×0.92/1.0Mpa=500MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=35

16、0×0.98/1.0Mpa=482Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431×50021.8×(6+1)/0.9×6×34321/3mm=78.97mm模數：m=d1/Z1=78.97/32=2.49mm根據課本表4-1取標準模數：m=2.5mm6.2.6校核齒根彎曲疲勞強度根據課本(11-8）式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH確定有關參數和系數分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×32mm=80mmd2=mZ2=2.5×140mm=350mm齒寬：b=da=0.4×215

17、mm=86mm取b=90mm b2=90mm小齒輪略大于大齒輪取100mmb1=100mm6.2.7齒形系數YFa和應力修正系數YSa根據齒數Z1=32,Z2=140由表11-9相得YFa1=2.56 YSa1=1.55YFa2=2.18 YSa2=1.836.2.8許用彎曲應力F根據課本（11-8）式：F= Flim YSTYNT/SF由課本圖11-7C查得：Flim1=67.9Mpa Flim2 =57.8Mpa由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9試驗齒輪的應力修正系數YST=2按一般可靠度選取安全系數SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力F1=Flim1 YSTYNT1

18、/SF=190×0.88/1.25Mpa=146MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =180×0.9/1.25Mpa=138Mpa將求得的各參數代入式（11-8）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=67.9Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa=57.

19、8Mpa< F2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠6.2.9計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(32+140)=215mm6.2.10計算齒輪的圓周速度VV=d1n1/(60×1000)=3.14×32×354.24/60×1000=1.5m/s七、軸的設計計算7.1輸入軸的設計計算7.1.1按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS根據課本（15-2）式，并查表15-3，取A0=112考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=41.21×(1+5%)mm=43.277.1.2軸的結構設計7.1.2.1軸上零件的定位，固

20、定和裝配從左至右依次分為7段，取長度分別為l1,l2,l3,l4,l5, l6,l7,各段的縱面直徑分別為 d1,d2,d3,d4,d5,d6,d7為滿足軸上的零件的定位，緊固要求和便于軸的裝拆，常將軸做成階梯狀。小齒輪的直徑小，可以直接鑄造到軸上，各段的兩個階梯之間的直徑之差為110mm,視具體情況而定。7.1.2.2確定軸各段直徑和長度段：d1=50mm 長度取L1=31mmh=2c c=1.5mm初選用6010型深溝球軸承，其內徑為50mm,寬度為16mm，外徑為80mm。II段:d2=d1+2h=50+2×2×1.5=56mm d2=56mm考慮齒輪端面和箱體內壁的

21、距離為1013mm。II段長為9mm。通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=9mm。III段為鑄造直徑段，取其直徑為齒輪齒頂圓直徑，直徑d3=85mm，長度為齒輪寬度，取L3=100mm。段和II段關于III段對稱，所以取直徑d4=56mm，L4=9mm。段和段關于III段對稱，所以段的設計標準和段一樣，取：d5=50mm，L5=31mm。設計為區分加工表面，所以h取4。所以直徑選為46mm，長度選為80mm，即d6=46mm,L6=80mm。段，但此段左面的階梯作定位軸肩考慮，應而按標準查取由手冊得安

22、裝尺寸h=3，所以取d7=40mm,同時由于段要安裝帶輪，計算得要是帶輪上可以安裝4根v帶，取L7=100mm。由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=383mm。7.1.2.3按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=80mm求轉矩：已知T1=T2=1.9×105N·mm求圓周力：根據課本（11-24）式得Ft=2T2/d1=4750N求徑向力Fr根據課本（11-35）式得Fr=Ft·tan=1730N （1）繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=865N FAZ=FBZ=Ft/2=2375N由兩邊對稱，知截

23、面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=865×130=56.225N·m(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=2735×75=154.38N·m(4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=304.30N·m(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=190.0N·m(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭剪力按脈動循環變化，取=1，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/

24、2=304.302+(0.6×190)21/2=324.95N·m(7)校核危險截面C的強度 由式（14-5）e=Mec/0.1d33=324.95/0.1×853=5.29MPa< -1b=60MPa該軸強度足夠。 7.2輸出軸的設計計算7.2.1按扭矩初算軸徑選用45#正火鋼，硬度（190HBS）根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(6.9/82)1/3=45.08mm考慮到有鍵槽45.08×（1+5%）=47.3mm 取dmin=50mm7.2.2軸的結構設計7.2.2.1軸的零件定位，

25、固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。7.2.2.2確定軸的各段直徑和長度初選6012型角接球軸承，其內徑為60mm，寬度為18mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長48mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。即長度分別為:l1=60, l2=50 l3=48 l4=87 l5=9 l6 =36 各段的縱面直徑分別為

26、:d1=50 d2=56 d3=60 d4=64 d5 =70 d6=607.2.2.3按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d=350mm求轉矩：已知T2=805.93N·m求圓周力Ft： Ft=2T3/d2=4750N求徑向力Fr根據課本得Fr=Ft·tan=1730N兩軸承對稱LA=166mm LB=216mm八、滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承壽命5000小時8.1計算輸入軸承初選軸承為深溝球軸承，型號為6010，額定動載荷為16.8KN。8.1.1、計算當量載荷由于是深溝球軸承，且只承受徑向載荷，則P=F1V+F=836+1730=25958.1.2、軸

27、承壽命計算根據條件，取；由于是球軸承，則Lh=47500h>5000h預期壽命足夠。8.2計算輸出軸承初選軸承為深溝球軸承，型號為6012，額定動載荷為24.5KN。8.2.1計算當量載荷由于是深溝球軸承，且只承受徑向載荷，則P=F1V+F=865+1730=25958.2.2軸承壽命計算根據條件，取；由于是球軸承，則Lh=49990h>5000h預期壽命足夠。九、鍵聯接的選擇及校核計算9.1鍵的選擇 軸徑d1=40mm,L1=100mm查手冊得，選用C型平鍵，得：鍵A 12×8 GB1096-79 l=L1-b=100-10=90mmT2=191.5N·m h

28、=8mm根據課本得p=4T2/dhl=4×191500/40×8×90 =19.34Mpa<R(110Mpa)9.2輸出軸與齒輪聯接采用平鍵聯接軸徑d3=64mm L3=87mm T=805.93N·m查手冊P51 選A型平鍵鍵18×11 GB1096-79l=L3-b=87-17=70mm h=11mmp=4T/dhl=4×805930/70×11×64 =65.4Mpa<p(110Mpa)9.3輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接軸徑d2=50mm L2=60mm T=805.93Nm選用C型平鍵鍵14&#

29、215;9 GB1096-79l=L2-b=60-10=50mm h=9mm據課本得p=4T/dhl=4×805930/50×9×50=89.7Mpa<p十、聯軸器的選擇軸是通過聯軸器與軸相連接的軸，軸的直徑最小處與聯軸器連接，d=50mm,轉矩T=805.93NM，因帶式直運輸機中齒輪的單向傳動，有微量沖擊結合此條件，選用彈性聯軸器。查表17-1得出，選用型彈性套柱聯軸器，其主要參數如下：公稱扭矩。主動軸孔直徑50mm,從動軸軸也選用50mm.Y型軸孔長度L=142mm,A=65。十一、減速器箱體的選擇箱體：用來支持旋轉軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封

30、閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤滑逸出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好的潤滑。減速器各部分尺寸如下表：名稱符號尺寸關系 具體尺寸mm箱座壁厚本設計為單級圓柱齒輪減器，而 所以取取8箱蓋壁厚8箱體凸緣厚度箱座mm箱蓋mm箱地座mmb=12b1=12b2=20加強肋厚 箱座mm箱蓋mmm=6.8m1=6.8 地腳螺釘直徑選取M20 則 20 地腳螺釘數目n取 4軸承旁聯接螺栓直徑 選取M16 則 16箱蓋、箱座聯接螺栓直徑取M12 螺栓間距 12軸承蓋聯接螺釘直徑和數目 n高速軸軸承外徑 所以，低速軸軸承外徑D=150mm所以，6=8、 n=4軸承蓋（軸承座端面）外徑 高速軸軸承蓋外徑 低速軸軸承蓋120;135觀察孔蓋螺釘直徑選取M8 8、至箱體外壁距離；、至凸緣邊緣距離、 26 24 22 20 18 16 34 軸承旁凸臺高度和半徑h、h由結構確定； 28箱體外壁至軸承座端面距離 取 52mm 40十二、減速器附件的選擇包括窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。十三、潤滑與密封潤滑：齒輪采用浸油潤滑。當齒輪圓周速度時，圓柱齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂到油底面的距離30