1、帶式輸送機由電動機驅動。電動機1通過聯軸器2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3,再通過聯機械設計課程設計任務書專業 機械設計制造及其自動化 班級 制造081設計者_徐康民學號 201080246設計題目：帶式輸送機傳動裝置 _設計（二級直齒圓柱齒輪減速器；二級斜齒圓柱齒輪減速器；二級圓錐 -圓柱齒輪減速器；一級蝸桿減速器）。設計帶式輸送機傳動系統。采用兩級圓柱齒輪減速器的傳動系統參考方案（見圖）1. 電動*t2. 聯柚器3誦級國杜齒輪減達器4. 聯抽器5. 滾筒6. 輸送帶軸器4,將動力傳至輸送機滾筒 5，帶動輸送帶6工作。原始數據：輸送帶有效拉力 F= _4000N輸送機滾筒轉速 n=40r/m

2、in （允許誤差土 5%）輸送機滾筒直徑 D=400mm減速器設計壽命為10年。工作條件：兩班制，常溫下連續工作；空載起動，工作載荷平穩，單向運轉；三相交流電源，電壓為380/220 伏。設計任務：1、減速器裝配圖1張（0號或1號圖紙）；2、零件圖2張（大齒輪，輸出軸）3、設計計算說明書1份設計期限：2011年01月03日至2011年01月14日頒發日期：2011年01月03日設計計算說明書1. 按照設計要求確定傳動方案二級圓柱齒輪減速器傳動選擇展開式2. 選擇電動機1）電機類型:推薦丫系列380V，三相異步電動機2）選擇電動機功率Ped設：工作機（卷筒）所 需功率Pw卷筒效率n W電機至卷筒

3、軸川的傳動 總效率n a （減速器效率）電機需要的功率Pd計算如下：II1 1|11 13T式中(KvyV()軸承 齒輪聯軸器軸承 卷筒n軸承滾子球齒輪二0.97聯軸器=°.99 卷筒°96現算出 = =3.94KW查手冊取=4KW設計計算、簡圖及說明結果對于 =4KW的電動機型號有：傳選擇Y132-6型號Y112M-2Y132-6Y112M-4Y160 -8同步 轉速、卄 +、， 滿載 轉速3）確定電動機轉速已知卷筒轉速n = 40二級減速器的總傳動比合理范圍是二8，所以，電動機轉速為二=n = 320,該范圍內轉速有750,萬案電機型號同步轉速滿載轉 速電動機質量kg參

4、考價1Y132-64KW10009602Y160-84KW750720通過比較得知：1號方案較好，其重量輕，價格便宜，傳動比適中。4）分配減速器傳動比按浸油潤滑條件考慮，取高速級傳動比二1.3由=1.3=設計計算、簡圖及說明結果5)運動參數計算設，-分別為1 ,11 ,111軸的轉速,，-分別為1，II ，III軸的輸入扭矩伽,，-分別為I，II，山軸的輸入功率聯軸器亠亠+亠軸承齒輪轉速：各軸功率：軸承齒輪卷軸承聯軸器聯軸器心亠丄軸承齒輪各軸扭矩：軸承齒輪卷軸承聯軸器將計算結果列成表格以便查找軸號功率 P(KW扭矩 T(N mm)轉速傳動比效率電機軸3.943.9199605.64.3I軸3.

5、93.880960II軸3.75171.4III軸3.68.61840卷筒3.538.44740傳動零件計算 斜齒輪要計算的參數， ， ， ；，；， ； ， ，(i =1 )設計計算、簡圖及說明結果高速級齒輪的計算：1.選擇齒輪材料考慮到該減速器的功率不大，故大小齒輪都選用45鋼調質處理，齒面硬度分別為220HBS 260HBS屬軟齒面閉式傳動，載荷平穩， 齒輪速度不高，初選7級精度，小齒輪齒數，大齒輪齒數，按軟齒面齒輪非對稱安裝查表6.5,取齒寬系數；初選螺旋角13大、小齒輪均 為45鋼調質 處理，齒面硬 度分別為220HBS、260HBS 7 級精度；0，;B=132.按齒面接觸疲勞強度設

6、計確定公式中各參數1）載荷系數試選 =1.52）小齒輪傳遞的扭矩=3.880N mm3）材料系數查表6.3得設計計算、簡圖及說明結果4） 大小齒輪的接觸疲勞強度極限、按齒面硬度查圖6.8得= 、 =5）應力循環次數4.1146）接觸疲勞壽命系數、查圖 6.6 得=0.91 ,=7）確定許用接觸應力、取安全系數 =1=0.91=0.96546537.6設計計算1）試算小齒輪分度圓直徑取=541.8,=0.8 ,= 0.9872）計算圓周速度vv =mmv= 1.99設計計算、簡圖及說明結果3）計算載荷系數K查表6.2得使用系數 =1;根據v = 1.99、7級精度查圖6.10得動載系數=1.07

7、 ;查圖6.13得 =1.15則K=4）校正分度圓直徑由式（6.14） ,= 39.68伽11.071.15Km計算齒輪傳動的幾何尺寸1）計算模數=1.45，按標準取模數=mm2）中心距=mm3）螺旋角4） 兩輪分度圓直徑、mm5）齒寬、bmmmmm圓整 為 m mm取設計計算、簡圖及說明結果mmm,6）法面齒頂高系數，法面頂隙系數m7）齒頂咼8）齒根高9）齒頂圓直徑210）齒根圓直徑235.04 m11）齒頂圓直徑2220.22 m12）齒根圓直徑2213.47 m3.校核齒根彎曲疲勞強度由式（6.19）,確定公式中各參數值1）大、小齒輪的彎曲疲勞極限、=查圖6.9取=2）彎曲疲勞壽命系數查

8、圖6.7取、查圖6.7取=、=0.9053）許用彎曲應力、取定彎曲疲勞安全系數，應力修正系數二2,得=0.8854）齒形系數、和應力修正系數、根據當里齒數/=27.67設計計算、簡圖及說明結果/= 154.93由表6.4查取齒形系數和應力校正系數5) 計算大小齒輪的并加以比較6) 重合度系數及螺旋角系數取，(2)校核計算彎曲疲勞強度足 夠低速級齒輪的計算1 .選擇齒輪材料考慮到該減速器的功率不大，故大小齒輪都選用45鋼調質處理，齒面硬度分別為220HBS 260HBS屬軟齒面閉式傳動，載荷平穩， 齒輪速度不高，初選7級精度，小齒輪齒數，大齒輪齒數，按軟齒面齒輪非對稱安裝查表6.5,取齒寬系數；

9、初選螺旋角13大、小齒輪均 為45鋼調質 處理，齒面硬 度分別為220HBS、260HBS 7 級精度；設計計算、簡圖及說明結果;B=132.按齒面接觸疲勞強度設計確定公式中各參數1）載荷系數試選 =1.5=1 52）小齒輪傳遞的扭矩=8.618N mm3）材料系數查表6.3得4）大小齒輪的接觸疲勞強度極限、按齒面硬度查圖6.8得= 、 =5）應力循環次數9.5676）接觸疲勞壽命系數、查圖 6.6 得=0.96 ,=7）確定許用接觸應力、取安全系數=1=設計計算、簡圖及說明結果=0.96=0.97576543.2設計計算1）試算小齒輪分度圓直徑取=559.6,=0.8 ,= 0.9872）計

10、算圓周速度vv=3）計算載荷系數K查表6.2得使用系數 =1;根據v = 0.994、7級精度查圖6.10得動載系數=1.03 ;查圖6.13得 =1.15則K=4）校正分度圓直徑由式（6.14）,= 110.81mm=mv=0.994=1=1.03=1.15K=m設計計算、簡圖及說明結果計算齒輪傳動的幾何尺寸1）計算模數 12 49按標準取模數J.-T2?J, I/J' 丨亠=圓整為2）中心距 113）螺旋角4）兩輪分度圓直徑、tritYi111111 1山山5）齒寬、1b11mm6）法面齒頂咼系數，法面頂隙系數7）齒頂咼1取8）齒根高11,9）齒頂圓直徑21110）齒根圓直徑297

11、.52 1511）齒頂圓直徑2112）齒根圓直徑2439.98 13.校核齒根彎曲疲勞強度由式（6.19）,確定公式中各參數值設計計算、簡圖及說明結果1)大、小齒輪的彎曲疲勞極限、查圖6.9取=2)彎曲疲勞壽命系數查圖6.7 取、查圖6.7取=、=0.910=0.9103)許用彎曲應力、取定彎曲疲勞安全系數，應力修正系數=2,得=2=0.9054)齒形系數、和應力修正系數、根據當里齒數/=44.70/=192.22由表6.4查取齒形系數和應力校正系數5)計算大小齒輪的并加以比較設計計算、簡圖及說明結果6）重合度系數及螺旋角系數取，（2）校核計算故按大齒輪進行齒根 彎曲疲勞強度 設計彎曲疲勞強度

12、 足夠計算卷筒實際轉速及誤差：卷筒/誤差佟=0.325%符合要求各軸的結構設計：軸1的尺寸計算軸段直徑計算，軸段長度設計確定軸上零件的裝配方案如圖所示，為方便表述，記軸的右端面為 1,并從右往左每個截 面變化處依次標記為II、山、，-對應每軸段的直徑和長度則分別記 為、和、確定軸1最小直徑設計計算、簡圖及說明結果I軸段僅受轉矩作用，直徑最小1）估算軸的最小直徑45鋼調質處理，查表11.3確定軸的C值取C 21.54伽，單鍵槽軸取徑應增大5%，即增大至mmm2）選擇輸出軸聯軸器型號聯軸器的計算轉矩取 查表10.1確定工作情況系數1.3N mN mm輸出軸上聯軸器型號選用TL4型彈選擇彈性柱銷聯軸

13、器，按N mm、性套柱銷聯軸查標準器，N mmr/min半聯軸器長度LL 52mm與軸配合轂孔長度半聯軸器的孔徑確定軸的最小直徑應滿足取確定各軸段的尺寸設計計算、簡圖及說明結果I段軸頭的長度為保證半聯軸器軸向定位的可靠性，應略小于取=36mmII段軸身的直徑II處軸肩高hd,但因該軸肩幾乎不承受軸向力，故取h= 1.5mm，貝U=()確定、，選擇滾動軸承型號取 =30mm，查軸承樣本，選用型號為7206C的角接觸球軸承，其內徑d，外徑，寬度30mm選7206C角接觸球軸承III IV段軸頸長度取IV 段軸身的直徑查軸承樣本，軸承的安裝咼度為 36mmVI段軸身的長度略小于軸轂 寬，一45mm，

14、取二V段軸身的直徑h=d = 2.52取 h = 3.5mmV段軸身的長度m取二VI段軸身直徑取設計計算、簡圖及說明結果查軸承樣本，軸承的安裝咼度為 36mm=IV段軸身的長度參見圖=VII段軸身的長度參見圖=16II 段軸身的長度參見圖，軸承端蓋的總厚度為20mm，為便于軸承端蓋的拆卸及對軸承添加潤滑劑，取端蓋外端面與半聯軸器右端面間的距離1 = 20mm，因=35.04mm所以此處采用齒輪軸軸2的尺寸計算確定軸的最小直徑應滿足 =取確定各軸段的尺寸確定、，選擇滾動軸承型號二取 =40mm，查軸承樣本，選用型號為7208C的角接觸球 40mm設計計算、簡圖及說明結果軸承，其內徑d，外徑，寬度

15、選7208C角接觸球軸承II 段軸身的直徑II處軸肩咼hd但因該軸肩幾乎不承受軸向力，故取 h= 3mm，貝U=()III IV段軸段直徑取hh =dmmIII IV段軸段長度取二II 段軸身的長度取二略小于軸轂寬,=40mm，IV 段軸身的長度取略小于軸轂寬,=110mm=I段軸頭的長度、V段軸身的長度待定rc、V丿1 丿*I n!V VI I設計計算、簡圖及說明結果軸3的尺寸計算軸段直徑計算，軸段長度設計確定軸上零件的裝配方案如圖所示，為方便表述，記軸的左端面為1，并從左往右每個截面變化處依次標記為II、山、，-對應每軸段的直徑和長度則分別記 為、和、2）選擇輸出軸聯軸器型號聯軸器的計算轉

16、矩查表10.1確定工作情況系數=1.3N mm取二N mm輸出軸上聯軸器型號選擇彈性柱銷聯軸器，按N mm、，查標準 GB/T5014-1985選用HL4型彈性套柱銷聯軸 器，N mm=r/min半聯軸器長度LL= 112mm與軸配合轂孔長度半聯軸器的孔徑確定軸的最小直徑應滿足=取設計計算、簡圖及說明結果確定各軸段的尺寸I段軸頭的長度為保證半聯軸器軸向定位的可靠性，應略小于取=82mmII 段軸身的直徑II處軸肩高hd,但因該軸肩幾乎不承受軸向力，故取h= 3.5mm，貝U=()確定、，選擇滾動軸承型號取 =65mm，查軸承樣本，選用型號為7213C的角接觸球軸承，其內徑d，外徑，寬度65mm

17、選7213C角接觸球軸承III IV段軸頸長度取IV 段軸身的直徑查軸承樣本，軸承的安裝咼度為 74mmVI段軸身的長度略小于軸轂 寬，一105mm，取V段軸身的直徑h=d = 5.18取 h = 6mmV段軸身的長度1求軸上載何1）計算齒輪受力如圖齒輪4的分度圓直徑=2.5= 446.23mm446.23mm圓周力N徑向力N軸向力N對軸心產生的彎矩N mmN m求支反力，參見圖軸承的支點位置參見圖，由7213C角接觸球軸承查手冊a = 24.2mm齒寬中點距左支點距離設計計算、簡圖及說明結果設計計算、簡圖及說明結果mm齒寬中點距右支點的距離mm左支點水平面的支反力=0 , = = /82.3

18、N=1394N右支點水平面的支反力=0 , = = /82.3N=2469N左支點垂直面的支反力82.3N右支點垂直面的支反力N左支點的軸向支反力2 繪制彎矩圖和扭矩圖參見下圖設計計算、簡圖及說明結果iM葉T-一5亍T丨1*1I |.1 L-L- 2截面C處水平面彎矩截面C處垂直面彎矩截面C處合成彎矩2034654.彎扭合成強度校核通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面的強度危險截面C設計計算、簡圖及說明結果截面C處計算彎矩考慮啟動、停機影響，扭矩為脈動循環應變力，取，截面C處計算應力查手冊有一個鍵槽的軸的W公式為W 此處 d = 72mm,b-求得W=18.2M18.2M強度校核45鋼調質處理

19、，由表11.2查得=60 M彎扭合成強度滿足要求箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造(HT2O0制成，采用剖分式結構。(1) 機體有足夠的剛度箱體有加強肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。(2) 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油攪 得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離 H為50mm(3) 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R1O機體外型簡單，拔模方便.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果設計計算、簡圖及說明結果箱座壁厚acr = 0.025a + 3 K810箱蓋壁厚W = 0.02a + 3 3810箱蓋凸緣厚

20、度bid =1.515箱座凸緣厚度bb =1.5<i15箱座底凸緣厚度b2b2 =2.5cr25地腳螺釘直徑dfdf =0.036a +12M20地腳螺釘數目n查手冊6軸承旁聯接螺栓直徑did“ =0.72dfM8箱蓋與箱座聯接螺栓直徑d2d2 = (0.50.6 ) d fM10軸承端蓋螺釘直徑d3d3= (0.40.5 ) d f10視孔蓋螺釘直徑d4d4 = (0.30.4 ) d f8定位銷直徑dd = (0.70.8 ) d210df， d1， d2至箱外壁距離Ci查機械課程設計指導 書表414df , d2至凸緣邊緣距離C2查機械課程設計指導 書表412箱外壁至軸承座端面的距

21、離lili=Ci+C2+ (812)38大齒輪頂圓與相內壁 間的距離心1站 >1.2 30設計計算、簡圖及說明結果齒輪端面與箱內壁的 距離氐2也 2><r16箱蓋、箱座的肋厚m1, mm & 0.85j1, & 0.85c取m1m 10軸承座外徑D2D2 = D +（55.5） d3104（ 1 軸）120（ 2 軸）174（ 3 軸）軸承旁聯接螺栓的距 離SS r； D282（ 1 軸）100（ 2 軸）145（ 3 軸）附件的結構設計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區的位置，并有足夠的 空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體

22、上開窺視孔與凸 緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8螺栓緊固,螺栓孔孔徑d4=8mm,孔數n=6，孔蓋 厚度為6mm,材料為Q235B油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一 側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一 塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。在本次 設計中，可選為M 12X.5，封油圈材料為耐油橡膠，油塞材料為Q235C油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。選用帶螺紋的游標尺，可選為M12設計計算、簡圖及說明結果D通氣器

23、：由于減速器運轉時，機體內溫度升咼，氣壓增大，為便于排氣，在機 蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡可選為M42X1.5E起蓋螺釘：起蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。F定位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的 長度方向各安裝一圓錐疋位銷，以提咼疋位精度.G吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.潤滑方式選擇(1) 齒輪潤滑方式齒輪v=0.40m/sLI 12 m/s，應米用噴油潤滑，但考慮成本及需要選用浸油潤滑。齒輪潤滑選用150號機械油(GB 4431989),最低最高油面距(大齒

24、輪)1020mm需油量為1.5L左右。(2) 軸承潤滑方式軸承采用潤滑脂潤滑，軸承潤滑選用ZL 3型潤滑脂(GB 73241987)用油量為軸承間隙的1/31/2為宜齒輪浸油潤滑軸承脂潤滑密圭寸方式選擇(1) 箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。(2) 觀察孔和油孔等出接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封設計計算、簡圖及說明結果(3)軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外延端與透端蓋的間隙，由于v<3 m/s，故選用半粗羊毛氈加以密圭寸。(4)軸承靠近機體內壁處用擋油環加以密封，防止潤滑油進入軸承內部。聯軸器選擇1.類型

25、選擇彈性套柱銷聯為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器軸器2.載荷計算.(1)輸入軸聯軸器選擇公稱轉矩：N伽查課本,選取Ka =1.5所以轉矩=1.3N伽=N伽選用TL4型彈性因為計算轉矩要小于聯軸器公稱轉矩，所以套柱銷聯軸器查機械設計手冊選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為 500Nm(2)輸出軸聯軸器選擇選用HL4型彈性公稱轉矩：N伽套柱銷聯軸器查課本,選取Ka =1.5所以轉矩=1.3N伽=N伽因為計算轉矩要小于聯軸器公稱轉矩，所以查機械設計手冊選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為 500Nm軸承的選擇設計計算、簡圖及說明結果螺旋角B =12 20時用“ 30000”或“ 70000”軸承。本次課程設計選“ 70000”型角接觸球軸承，高速軸選 7206C軸承，中間軸選7208C軸承，低速級選7213C軸承。設計小結兩周的機設機械課程設計結束了， 說