1、機械設計 課程設計說明書設計題目：膠帶輸送機的傳送裝置院系：專業：班級：學號：設計人：指導老師：完成日期：目 錄一、 設計任務書1二、 聯連軸器的選擇3三、 傳動方案的擬定及說明3四、 電動機的選擇4五、 計算傳動裝置的運動和動力參數7六、 傳動件的設計計算8七、 軸的設計計算16八、 滾動軸承的選擇及計算20九、 鍵聯接的選擇及校核計算23十、 箱體的設計23十一、 減速器附件的選擇25十二、 潤滑與密封25十三、 設計小結26十四、 參考資料目錄27一、機械設計課程設計任務書題目：設計膠帶運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器1.1總體布置簡圖1電動機；2聯軸器；3齒輪減速器；4帶式運

2、輸機；5滾輪；6聯軸器1.2工作條件：工作年限（年）：15工作制度（班/日）：1工作環境：灰塵較少載荷性質：輕微沖擊生產批量：單件1.3技術數據：滾筒圓周力F（N）：14000運輸帶速度V（m/s）：0.28滾筒的直徑D（mm）：500帶速允許偏差（）：351.4設計內容：1） 電動機的選擇與運動參數計算；2） 直齒圓柱齒輪傳動設計計算3） 軸的設計4） 滾動軸承的選擇5） 鍵和連軸器的選擇與校核；6） 裝配圖、零件圖的繪制7） 設計計算說明書的編寫1.5設計任務：1） 減速器總裝配圖、箱體圖各一張2） 齒輪、軸零件圖各一張3） 設計說明書一份1.6設計進度：1） 第一階段：總體計算和傳動件參

3、數計算2） 第二階段：軸與軸系零件的設計3） 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制4） 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫二、聯軸器的設計先初步估計軸的最小直徑，軸選用45鋼，取C=112.由軸的設計公式得：；。由于在軸1和軸3的最輸入和輸出端開鍵槽，連接聯軸器，故軸1最小直徑取22mm，軸3的最小直徑取50mm。聯軸器1：因為滾筒的載荷變化不大,選彈性套注銷聯軸器。1.聯軸器的計算轉矩 。由工作要求，查表后取K=1.5。 則計算轉矩 2.由聯軸器的計算與軸的計算選用GCL2的聯軸器。采用其許用最大扭矩為630N·m，許用最高轉速為4000r/min，軸孔直徑

4、取22mm，軸孔長度=38mm。聯軸器2：因為滾筒的載荷變化不大,選用緩沖性能較好,同時具有可移性的彈性柱銷聯軸器。1.聯軸器的計算轉矩 。由工作要求，查表后取K=1.5。 則計算轉矩 2.由聯軸器的計算與軸的計算選用HL4的聯軸器，其許用最大扭矩1250N·m，許用最高轉速n= 2800 r/min，軸孔直徑取50mm，軸孔長度=84 mm。三、傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸又較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣軸在轉矩的作用下

5、產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。用于載荷比較平穩的場合。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。四、電動機的選擇1 電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。2 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw PwFV/100014000×0.28/10003.922） 電動機的輸出功率PdPw/3） 傳動裝置的總效率按表12（機械設計指導P9）確定各部分效率為：彈性聯軸器效率=0.99滾動軸承傳動效率（一對）=0.99閉式圓柱齒輪傳動效率=0.97開式圓柱齒輪

6、傳動效率=0.95卷筒軸滑動軸承效率=0.96，代入得 0.992×0.994×0.972×0.95×0.96=0.808Pd3.36/0.8084.85kW3 電動機轉速的選擇nd（i1·i2in）nw方 案電動機型號額定功 率 電動機轉速 r/minkw同步轉速滿載轉速 1Y160M2-8 5.5 750 720 2Y132M2-6 5.5 1000960 3Y132S-4 5.5 15001440 4Y132S1-2 5.5 30002920初選為同步轉速為1000r/min的電動機。4電動機型號的確定輸送機卷筒的轉速為 nw=60

7、15;1000V/D=60×1000×0.28/（3.14×500）=10.7（r/min）通常，單級圓柱齒輪傳動i1=36，兩級圓柱齒輪減速器i2=860，故電動機轉速的范圍為 nd=i. nw=(3×86×60) ×10.7=259.63852（r/min）由表1（機械設計指導P237）查出電動機型號為Y132M-6,其額定功率為5.5kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求。 五、計算傳動裝置的運動和動力參數一）、傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應

8、有的總傳動比為：inm/nwnw10.7r/min i89.722 合理分配各級傳動比表12（機械設計指導P10）選單級直齒輪傳動比i01=5，則減速箱的傳動比為i12=i總/ i01=17.94由于減速箱是展開式布置，所以i11.4i2。因為i17.94，取i1=5.01，i2=3.581速度偏差為0.5%<5%，所以可行。二）、計算傳動裝置的運動參數和動力參數0軸電動機軸P0=Pd=4.85 kWn0=nm=960 r/minT0=9550 P0/n0=48.25 N·m1軸高速軸P1=P0×0=4.85×0.99=4.8015kWn1=n0=960 r

9、/minT1=9550 P1/n1=47.765 N·m2軸中間軸P2=P1×2×3=4.85×0.99×0.97=4.61kWn2=n1/i1=960/5.01=191.62 r/minT2=9550 P2/n2=229.8N·m3軸低速軸P3=P2×2×3=4.61×0.99×0.97=4.43kWn3=n2/i2=191.2/3.581=53.5 r/minT3=9550 P3/n3=790.776 N·m4軸P4=P3×1×2=4.43×0.99&

10、#215;0.99=4.342kWn4=n3=53.5 r/minT4=9550 P4/n4=775.04 N·m5軸滾筒軸P5=P4×2×4=4.343×0.99×0.95=4.084kWn5=nw=10.7 r/minT5=9550 P5/n5=3645.06N·m軸名功率 p/kw轉矩 T/ N·m轉速n/（r/min）傳動比i輸入輸出輸入輸出電動機軸1軸2軸3軸4軸滾筒軸4.8548.2596015.013.58114.80154.7547.76547.299604.6114.56229.8227.5191.24.4

11、34.38790.78782.8753.54.3424.3775.04767.2953.54.0843.923645.063499.310.7六、傳動件設計計算（一）高速級齒輪傳動的設計計算1、選精度等級、材料及齒數1.按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。3.材料選擇。查表10-1(機械設計P191)選擇小齒輪材料40Cr鋼，調質處理，硬度為241286HBS，取硬度為280 HBS；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度為190240 HBS，取硬度為240HBS；二者硬度差為40 HBS。4.選小齒輪齒數z1=20,大齒輪的齒數z2=20

12、×5.01=100.2,取z2=100。2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（109a）(機械設計P203)進行試算，即 1） 確定公式內的各計算數值1） 試選載荷系數=1.5.2） 小齒輪的轉矩=47765N.mm。3） 由表10-7(機械設計P205)，軟齒面齒輪，兩支撐相對于小齒輪做非對稱安裝，取齒寬系數=1.0。4） 由表10-6(機械設計P201)查的材料的彈性影響系數 =189.8.5） 由圖10-21d(機械設計P209)按齒面硬度查取小齒輪的接觸疲勞極限應力= 600Mpa，大齒輪的接觸疲勞極限應力=550Mpa6） 由式10-13(機械設計P206)計算應力循環次數

13、。=60=60×960×1×（8×300×15）=2.074×=/=2.07×/5.01=0.4139× 7) 由圖10-19(機械設計P207)取接觸疲勞強度壽命系數：=0.88，=0.91， 8) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數=1,由式（10-12）得= =0.88×600=528=0.91×550=500.5（1） 計算1)= =53.64mm2)計算圓周速度 m/s3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒高之比 模數=53.64/20=2.682mm 齒高=2.25=6.0345

14、mm =8.895)計算載荷系數 根據v=2.969m/s，7級精度，由圖10-8(機械設計P194)試取動載系數=1.11。 直齒輪，= =1。 查表10-2(機械設計P193)得使用系數=1.25。 由表10-4(機械設計P196)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=1.423。 由=8.89，=1.423查圖10-13(機械設計P198)得=1.3；故載荷系數K=1.25×1.11×1×1.423=1.9746） 按實際的載荷系數校正所算得到分度圓直徑，由式（10-10a）得 =58.787） 計算模數=圓整取m=3mm。=m=320=60mm=m=3100

15、=300mm 8）計算齒輪寬度 取=60mm , =65mm9）按計算結果校核前面的假設是否正確： =/=300/60=5 (-)/=-0.002 <1%所以齒輪疲勞接觸強度安全2. 按齒根彎曲疲勞強度校核1)計算公式按式10-4(機械設計P200) =2)查取齒形系數由表10-5(機械設計P200)得，小齒輪齒形系數=2.18，大齒輪齒形系數=2.80。3）查取應力校正系數小齒輪應力修正系數=1.79，大齒輪應力修正系數=1.55。4）彎曲疲勞許用應力 =5）按圖10-20c(機械設計P208)，查取小齒輪的彎曲疲勞極限應力=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限應力=380Mpa。6）由

16、表計算彎曲強度計算的壽命系數 =0.88，=0.827）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞強度安全系數=1.4同理的 =238.86Mpa 比較，和的大小的到<,所以應該按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度=75.78Mpa<=238.86Mpa,彎曲疲勞強度足夠。3 幾何尺寸計算1） 計算大、小齒輪的分度圓直徑=m=320=60mm=m=3100=300mm2） 計算中心距a=mm3） 計算齒輪寬度 取=60mm, =65mm4） 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。齒輪傳動幾何尺寸計算見下表：名稱小齒輪大齒輪模數m/m33齒數z20

17、100壓力角200200分度圓直徑d/mm60300齒頂高ha/mm33齒根高hf/mm3.753.75齒全高h/mm6.756.75齒頂圓直徑da/mm66306齒根圓直徑df/mm53.5293.5基圓直徑db /mm56.38281.9齒距P/mm9.42基圓齒距Pb/mm8.852齒厚s/mm4.71齒槽寬e/mm4.71頂隙c/mm0.75標準中心距a/mm180節圓直徑d/mm60300傳動比i5.01（二）低速級齒輪傳動的設計計算1、選精度等級、材料及齒數1.按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。3.材料選擇。查表10-1(

18、機械設計P191)選擇小齒輪材料40Cr鋼，調質處理，硬度為241286HBS，取硬度為280 HBS；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度為190240 HBS，取硬度為240HBS；二者硬度差為40 HBS。4.選小齒輪齒數z1=27,大齒輪的齒數z2=27×3.581=96.687,取z2=97。4 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（109a）(機械設計P203)進行試算，即 1） 確定公式內的各計算數值7） 試選載荷系數=1.5.8） 小齒輪的轉矩=227300N.mm。9） 由表10-7(機械設計P205)，軟齒面齒輪，兩支撐相對于小齒輪做非對稱安裝，取齒寬系數=1。10） 由

19、表10-6(機械設計P201)查的材料的彈性影響系數 =189.8.11） 由圖10-21d(機械設計P209)按齒面硬度查取小齒輪的接觸疲勞極限應力= 600Mpa，大齒輪的接觸疲勞極限應力=550Mpa12） 由式10-13(機械設計P206)計算應力循環次數。=60=60×191.2×1×（8×300×15）=4.139×=/=1.156× 7) 由圖10-19(機械設計P207)取接觸疲勞強度壽命系數：=0.91，=0.93， 8) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數=1,由式（10-12）得= =0.9

20、1×600=546=0.93×550=558（2） 計算1)= =86.98mm2)計算圓周速度3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒高之比 模數=86.98/27=3.22148mm 齒高=2.25=7.248mm =12.015)計算載荷系數 根據v=0.873m/s，7級精度，由圖10-8(機械設計P194)試取動載系數=1.05。 直齒輪，= =1。 查表10-2(機械設計P193)得使用系數=1.25。 由表10-4(機械設計P196)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=1.434。 由=12.01，=1.434查圖10-13(機械設計P198)得=1.35；故載荷系數K=1.25×1.05×1×1.4434=1.8828） 按實際的載荷系數校正所算得到分度圓直徑，由式（10-10a）得 =93.819） 計算模數=圓整取m=4mm。強度有些不足，為了提高強度采用正變位齒輪提高齒輪強度以滿足強度要求。=m=427=108mm=m=497=388mm變位前中心距a=mm應中心距有標準，前一中心距取的是180mm，則該對齒輪的中心距應該取250mm.因為中心距引起的轉速誤差為2/250=0.8%<1%，故無需采用高度變位齒輪。 8）計算齒輪寬度 取=108 , =1139