1、 . . . 韶 關(guān) 學 院課程設(shè)計說明書（論文）課程設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置設(shè)計學生：學號：院系：物理與機電工程機電系專業(yè)班級： 09機制3班指導教師與職稱：起止時間：2011年11月 至 2011 年 12 月課程設(shè)計評分：（教務(wù)處制）目錄一、 選擇電動機二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)四、減速器的結(jié)構(gòu)五、傳動零件的設(shè)計計算六、軸的計算七、鍵的選擇和校核八、軸承的的選擇與壽命校核九、聯(lián)軸器的選擇十、潤滑方法、潤滑油牌號學生專業(yè)班級09機制3班學號指導教師與職稱羅昕副教授 蔡小夢副教授設(shè)計題目帶式輸送機傳動裝置設(shè)計已 知 條 件1滾筒效率g=0.94

2、(包括滾筒與軸承的效率損失)；2工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；3使用折舊期 4年一次大修，每年280個工作日，壽命8年；4工作環(huán)境 室，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；5制造條件與生產(chǎn)批量 一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)；6. 運輸帶速度允許誤差 ±5%；7動力 電壓380/220V設(shè)計容和要求：1）從機器功能要求出發(fā)，擬定機械系統(tǒng)方案，進行機構(gòu)運動和動力分析。2）合理選擇電動機，按機器的工作狀況分析和計算作用在零件上的載荷，合理地選擇零件材料、熱處理方法，正確計算零件工作能力和確定零件主要參數(shù)與尺寸。3）考慮制造工藝、安裝、調(diào)整、使用、維修、經(jīng)濟和安全等問題，設(shè)計機械零部件。

3、4）圖面符合制圖標準，尺寸公差、形位公差與表面粗糙度標注正確，技術(shù)要求完整合理。5）基本參數(shù):輸送帶工作拉力F=2700 KN 輸送帶工作速度= 1.3m/s 滾筒直徑D= 350mm工作任務(wù)與工作量要求：1) 按給定條件設(shè)計減速器裝置；2）完成減速器裝配圖1（A0或A1圖紙）；2）低速軸、低速齒輪零件工作圖各1；3）編寫設(shè)計計算說明書1份。容包括：機械系統(tǒng)方案擬定，機構(gòu)運動和動力分析，電動機選擇，傳動裝置運動動力學參數(shù)計算，傳動零件設(shè)計，軸承壽命計算，低速軸、低速齒輪的強度校核，聯(lián)軸器的選擇、設(shè)計總結(jié)、參考文獻等容。4裝配圖設(shè)計(4天)5. 零件工作圖設(shè)計(2天)6編寫設(shè)計說明書(3天)7總

4、結(jié)答辯（1天）7總結(jié)和答辯(1天)進度安排1設(shè)計準備(1天)2傳動裝置的總體設(shè)計(1天)3傳動件的設(shè)計計算(3天)主要參考文獻1龔桂義.機械設(shè)計課程設(shè)計指導書M.第二版:高等教育, 20012龔桂義.機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊M.第三版 :高等教育,19893濮良貴.機械設(shè)計 M.第七版 :高等教育,20014吳宗澤,羅圣國.機械設(shè)計課程設(shè)計手冊M.第二版 :高等教育19965王文斌.機械設(shè)計手冊M.第三版，一、二、三冊 :機械工業(yè),2005院系（或教研室）審核意見：審核人簽名與系公章： 年 月 日任務(wù)下達人（簽字）2011年11月28日任務(wù)接受人（簽字）2011年11月28日計算與說明一、選擇電動

5、機(1) 選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三相籠式式異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。 （2） 選擇電動機的容量 電動機所需功率計算工式為：（1）P= KW，（2） P = Kw 因此 P= Kw 所以由電動機至卷筒的傳動總功率為： 式中：，分別為軸承、齒輪傳動、連軸器和卷筒的傳動效率。 取=0.99(軸承)，=0.98（齒輪），=0.97,=0.94. 則：方案電動機型號額定功率 Kw電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機質(zhì)量Kg同步轉(zhuǎn)速異步轉(zhuǎn)速1 Y132M2 - 65.51000960842Y132S - 4 5.5 1500 1440 683Y132S1-2 5.530002900

6、64 又因為: =1.3m/s 所以: P=4.26Kw (3) 確定電動機的轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為n = r/min 按表1推薦的傳動比合理圍,取二級圓柱齒輪減速器的傳動比=840,所以電動機轉(zhuǎn)速的可選圍為: =n = (840)70.97= 5682838 r/min 符合這一圍的同步轉(zhuǎn)速有: 1000r/min 、1500r/min 、3000r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊查出有三種適用的電動機型號,因此有四種傳動比方案,如下表:選用Y132S - 4電動機：型號額定功率滿載時轉(zhuǎn)速r/min起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S - 45.514402.22.3低

7、轉(zhuǎn)速電動機的級對數(shù)多，外廓尺寸用重量都較大，價格較高，但也以使傳動裝置總傳動比減小，使傳動裝置的體積、重量較小；高轉(zhuǎn)速電動機則相反。因此綜合考慮，分析比較電動機與傳動裝置的性能，尺寸、重量、極數(shù)等因素，可見方案2比較合適。所以，選定電動機型號為 Y132S - 4二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 由電動機的的型號Y132S - 4 ，滿載轉(zhuǎn)速 （1）總傳動比 （2）分配減速器的各級傳動比 按展開式布置。考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由圖12展開式 線查得 =5.5, 則： 。三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 為了進行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。如將傳動裝置各軸由

8、高速至低速依次為I 軸、II 軸、III軸，以與、，為相鄰兩軸間的傳動比；、，為相鄰兩軸間的傳動效率； 、，為各軸的輸入功率（Kw）；、 ，為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（Nm）；、，為各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）； （1） 各軸的轉(zhuǎn)速 I軸 r/min II軸 r/min III軸 r/min 卷筒軸 r/min (2) 各軸輸入功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 各軸輸出功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 （3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： I軸 II軸 III軸 卷筒軸 各軸輸出轉(zhuǎn)矩 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：軸名效率P （Kw）轉(zhuǎn)矩 T （Nm）轉(zhuǎn)速n

9、r/min轉(zhuǎn)動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸3.4814.5028900.981I 軸4.174.1327.6927.4114400.965.5II軸4.011.97146.22144.76261.820.963.69III軸3.853.81518.1512.9270.950.911卷筒軸3.743.52507.8477.3370.95四、減速器的結(jié)構(gòu)鑄鐵減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸表： 名稱符號數(shù)值機座壁厚8機蓋壁厚8機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑12聯(lián)接螺栓的間距180軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直

10、徑6定位銷直徑d8至外機壁距離26至外機壁距離22至外機壁距離18至凸緣邊緣距離24至凸緣邊緣距離16軸承旁凸臺半徑22凸臺高度h49外機壁至軸承座端面距離50圓柱齒輪外圓與機壁距離10圓柱齒輪輪轂端面與機壁距離8機座肋厚m7機蓋肋厚7軸承端蓋外徑126和135軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離s146、186、170五、傳動零件的設(shè)計計算 第一對齒輪（高速齒輪）1、選定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù) （1）按卷揚機傳動方案，選用斜齒圓柱輪傳動； （2）精度等級選7級精度（GB10095-86） （3）材料選擇。由表10-1（常用齒輪材料與其力學特性）選擇小齒輪為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為

11、280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)為 =20，大齒輪齒數(shù)。取=110 （5）選取螺旋角。初選螺旋角 =2、按齒面接觸強度設(shè)計 公式如下： （1）確定公式的各值計算 1）、試選=1.6 2）、由圖10-30選項取區(qū)域系數(shù)=2.433。 3）、由圖10-26查=0.72, =0.84則 =+=1.56 4）、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 5）、由表10-7選取齒寬系數(shù)=1 6）、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 7）、由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限=600，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550。 8）、由式（10-30） N

12、=60j 計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)。=6014401（282808）=.=/5.5= 9）、由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90, =0.94。 10）、計算接觸褡許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：=0.90600=540=0.94550=517 所以 =(+)/2=(540+517)/2=529 (2) 計算 1）、試算小齒輪分度圓直徑=37.10mm 2)、計算圓周速度=2.80m/s 3）、計算齒寬b與模數(shù)=137.2 =37.1 mm=1.8 mmh=2.25=2.251.8=4.05mm b/h37.1 / 4.05=9.16 4)、計算縱向重合度=1

13、.59 5）、計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)。根v=2.80 m/s ,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.10 。由表10-4查得的計算公式與直齒輪一樣，則：=1.42 由圖10-13查得=1.35 由表10-3查得=1.2 ，所以載荷系數(shù) =11.11.21.42=1.87 6)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10）得：=37.1=39.1mm 7)、計算模數(shù)= mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計 （1）確定計算參數(shù) 1）、計算載荷系數(shù)=1111.21.35 =1.782 2)、根據(jù)縱向重合度 1.59，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 3)、計算當量齒數(shù) 4)

14、、查取齒開系數(shù) 由表10-5查得 ， 5)、查取應(yīng)力校正系數(shù)得： ，1.79 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度極限 7）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.82,=0.86 8)、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-12）得：= 9）、計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計計算mm 對比計算結(jié)果；由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.0 mm。已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=37.1 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有： 取

15、 =18=5.518=99 取 =994幾何尺寸計算（1）計算中心距mm 將中心距圓整為：120mm (2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，所以參數(shù)、等不必修正 （3）計算大小齒輪的分度圓直徑mmmm (4) 計算齒輪寬度mm 圓整后取 =40mm, =45mm5 驗算 合適第二對齒輪（低速齒輪）1、選定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù) （1）按卷揚機傳動方案，選用斜齒圓柱輪傳動； （2）精度等級選7級精度（GB10095-86） （3）材料選擇。由表10-1（常用齒輪材料與其力學特性）選擇小齒輪為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。

16、 （4）選小齒輪齒數(shù)為 =20，大齒輪齒數(shù)。取=74 （5）選取螺旋角。初選螺旋角 =2、按齒面接觸強度設(shè)計 公式如下： （1）確定公式的各值計算 1）、試選=1.6 2）、由圖10-30選項取區(qū)域系數(shù)=2.433。 3）、由圖10-26查=0.72, =0.84則 =+=1.56 4）、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 5）、由表10-7選取齒寬系數(shù)=1 6）、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 7）、由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限=600，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550。 8）、由式（10-30） N=60j 計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)。=601261.821（282808

17、）=.=/3.69= 9）、由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90, =0.94。 10）、計算接觸褡許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：=0.90600=540=0.94550=517 所以 =(+)/2=(540+517)/2=529 (2) 計算 1）、試算小齒輪分度圓直徑=66.24mm 2)、計算圓周速度=0.91m/s 3）、計算齒寬b與模數(shù)=166.24 =66.24 mm=3.21 mmh=2.25=2.253.21=7.23mm b/h37.1 / 4.05=9.16 4)、計算縱向重合度=1.59 5）、計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)。根v

18、=0.91 m/s ,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.10 。由表10-4查得的計算公式與直齒輪一樣，則：=1.42 由圖10-13查得=1.35 由表10-3查得=1.2 ，所以載荷系數(shù) =11.11.21.42=1.87 6)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10）得：=66.24=69.77mm 7)、計算模數(shù)= mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計 （1）確定計算參數(shù) 1）、計算載荷系數(shù)=1111.21.35 =1.782 2)、根據(jù)縱向重合度 1.59，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 3)、計算當量齒數(shù) 4)、查取齒開系數(shù) 由表10-5查得 ， 5)、

19、查取應(yīng)力校正系數(shù)得： ，1.77101 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度極限 7）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.82,=0.86 8)、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-12）得：= 9）、計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計計算mm 對比計算結(jié)果；由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3.0 mm。已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=37.1 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有： 取 =18=3.6917=62.45 取

20、 =624幾何尺寸計算（1）計算中心距mm 將中心距圓整為：120mm (2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，所以參數(shù)、等不必修正 （3）計算大小齒輪的分度圓直徑mmmm (4) 計算齒輪寬度mm 圓整后取 =70mm, =75mm5 驗算 合適六、軸的計算1、第III軸的計算軸的輸入功率為，軸的轉(zhuǎn)速為，軸的輸入轉(zhuǎn)矩為 。 2、求作用在齒輪上的力由前面齒輪計算所得：低速大齒輪的分度圓直徑 ，則：3、初步確定軸的最小直徑 按式（5-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3 于是有： 取最小直徑為43mm.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案選用

21、圖15-22a所示的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a為了滿足軸向定位要求，1-2軸段要制出一軸肩，故取2-3段的直徑=45mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。先取=80mm。 b初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用但列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=45mm，查手冊P72由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取03尺寸系列，0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，故和均取50mm，所以=29.25 =T+a+s+(70-66)=29.25+12.25+8+4=53.5mm。右端滾動軸承采用軸肩進行定位。則定位高度

22、h=（0.70.1）d，取h=5mm，則=55mm。c取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑=55mm；而55mm;齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=66mm，齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d，取h=5mm，則軸環(huán)的直徑=60mm。軸環(huán)寬度1.4hb，取=12mm。=79.75d軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆與便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與一軸的距離l=30mm（參考圖15-21），故=50mm。5、求軸上的載荷在確軸承的支點位置時，從手冊中查得30310型

23、圓錐滾子軸承a=21mm.由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：0。所得軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示：（1）計算支反力 又 將各已知數(shù)代入解得 =1676.5 N ， （2）計算彎矩M （3）計算總彎矩 （4）計算扭矩T5、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度 校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)（15-5），取 ，則： 根據(jù)選定材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 因此 ， 所以安全。七、鍵的選擇和校核1、III軸（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為7級，故采用平鍵聯(lián)接。當軸（與聯(lián)軸器連接）的直徑d=55mm。根據(jù)此直徑從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm,高度h=10mm. 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=324。（2）鍵聯(lián)接強度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=324-16=308mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm。由式（6-1）得： 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。同理第二軸第一軸算法一樣。八、軸承的的選擇與壽命校核 第III軸的軸承計算已知：，。軸承預期計算壽命：3×8×15×300×=108000h，軸的轉(zhuǎn)速為（1）