1、機械設計課程設計計算說明書設計題目 帶式傳輸機的傳動裝置設計 機械 系 機電一體化 2021年 12月20日邵陽學院課程設計論文任務書年級專業學生姓名學 號題目名稱帶式傳輸機的傳動裝置設計設計時間第14周16周課程名稱機械設計課程設計課程編號設計地點教學樓的八樓一、 程設計論文目的1.1 綜合運用所學知識，進行設計實踐®穩固、加深和擴展。1.2 培養分析和解決設計簡單機械的能力®為以后的學習打根底。1.3 進行工程師的根本技能訓練®計算、繪圖、運用資料。二、技術參數和條件2.1 技術參數：輸送帶工作拉力：2.4kN輸送帶速度：1.6m/s卷筒直徑：480mm2.2

2、 工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年每年300個工作日，小批量生產，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差±5%。三、 任務和要求3.1 繪制二級圓柱直齒輪減速器裝配圖1張；標題欄符合機械制圖國家標準；3.2 繪制零件工作圖2張齒輪和軸；3.3 編寫設計計算說明書1份，計算數據應正確且與圖紙統一。說明書應符合邵陽學院標準格式且用A4紙打印；3.4圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；四、參考資料和現有根底條件包括實驗室、主要儀器設備等4.1 ?機械設計?教材 4.2 ?機械設計課程設計指導書?4.3 ?減速器圖冊?4.4 減速器實物；4.5 ?機械設計手冊? 4.6 其他相關

3、書籍五、進度安排序號設計內容天數1設計準備閱讀和研究任務書，閱讀、瀏覽指導書12傳動裝置的總體設計23各級傳動的主體設計計算24減速器裝配圖的設計和繪制75零件工作圖的繪制16編寫設計說明書27總計15六、教研室審批意見教研室主任簽字： 年 月 日七|、主管教學主任意見 主管主任簽字： 年 月 日八、備注指導老師簽字： 學生簽字：目錄一、 設計任務(4)二、 系統總體方案設計(4)三、 電動機選擇(4)四、 傳動裝置運動及動力參數計算(5)五、 鏈傳動的設計與計算(6)六、 傳動零件的設計計算(7)七、 軸的設計(15)八、 滾動軸承的選擇與校核(24)九、 減速機機體結構尺寸確實定(26)十

4、、 減速機各部位附屬零件的設計(27)十一、 潤滑方式確實定(28)十二、 設計總結(28)十三、 參考文獻(29)機械設計課程設計設計一帶式輸送機傳動裝置一、 設計任務1，技術參數：輸送帶工作拉力：kN輸送帶速度：1.6m/s卷筒直徑：480mm2，工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年每年300個工作日，小批量生產，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差±5%。二、傳動裝置總體設計根據要求及條件對于傳動方案的設計可選擇二級展開式圓柱齒輪減速器。它能承受較大的載荷且傳動平穩，能實現一定的傳動比。 三、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機工作要求：連續

5、工作機器2、電動機功率選擇：1傳動裝置的總功率：查指導書表3-1總=帶×3齒輪軸承×2齒輪×聯軸器×滾筒軸承×滾子鏈      ×3×2×××(2) 電機所需的工作功率：Pd =FV/1000總=2400×1.6/1000×3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：nw=60×1000V/D=60×1000×1.6/×按指導書P14表3-2推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動二級減

6、速器傳動比范圍ia=925。取鏈條傳動比i1=25，那么總傳動比理時范圍為ia=18125。故電動機轉速的可選范圍為nd=ia×nw=18125×7961.25r/min，符合這一范圍的同步轉速有1500r/min、3000r/min根據容量和轉速，由指導書附表10查出有三種適用的電動機型號，其技術參數及傳動比的比擬情況見下表：表2.1 傳動比方案傳動比方案電動機型號額定功率KW電動機轉速r/min同步轉速滿載轉速1Y132S-44150014402Y132S1-2430002900 4、確定電動機型號綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及鏈傳動和減速器的傳動比

7、，可知方案1比擬適宜。因此選定電動機型號為Y132S-4， 見課設表17-7技術數據：額定功率 5.5 滿載轉速 1440 堵轉轉矩/額定轉矩= 2.2 最大轉矩/額定轉矩= 2.3 Y132S-4電動機的外型尺寸mm： 見課設表17-8A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：200 L：475 四、計算總傳動比及分配各級的傳動比總傳動比：i=nm/nw 高速級的傳動比i1，低速級的傳動比i2，取鏈傳動比i3 取減速箱的傳動比為i4 i4=i/i3 根據指導書中3-7得 i1

8、i2=i4/i1五、傳動參數的計算 1、 各軸的轉速nr/min 高速軸一的轉速 n1=nm=1440， 中間軸二的轉速 n2=n1/i1低速軸三的轉速 n3=n2/i2 滾筒軸四的轉速 n4=n3/i3 2、 各軸的輸入功率 P(KW)高速軸一的輸入功率 P1=Pmc×中間軸二的輸入功率 P2=P11g=5.229 低速軸三的輸入功率 P3=P22g滾筒軸四的輸入功率 P4=P3gd Pm 為電動機的額定功率；c為聯軸器的效率；g為一對軸承的效率；1為高速級齒輪傳動的效率；2為低速級齒輪傳動的效率；d為鏈傳動的效率。 3、 各軸的輸入轉矩TN·m 高速軸一的輸入轉矩 T1

9、=9550P1/n1 中間軸二的輸入轉矩 T2=9550P2/n2 低速軸三的輸入轉矩 T3=9550P3/n3 滾筒軸四的輸入轉矩 T4=9550P4/n4六、傳動零件的設計計算 1、鏈條傳動的設計計算 取小鏈輪的齒數Z1=19大鏈輪的齒數 Z2=i3Z1×43<120 適宜1確定功率 由表9-6查的KA=1.1 由圖9-13查的Kz=1.35，鏈傳動所傳遞的功率P=P3g×0.98=4.92KW， 設計為單排鏈，取k p=1,可得： Pca=KAKZP/kp×1.35×2選擇鏈條的型號和節距 根據Pca=6.642KW 及n鏈輪3計算鏈節數和中

10、心距a0=3050p=(3050)×取a0=1000mm 相應的鏈長節數為=2 =由于鏈節數通常為偶數： 取鏈長節數Lp=94節 查表9-7得f1=0.24883，那么鏈傳動的最大中心距為××2×94-43+19=993 (5) 計算鏈速u，確定潤滑方式u=z1n3p/60×1000=19×××由u=1.448m/s 和鏈號20A-1，查9-14得潤滑方式為油盤飛濺潤滑。6計算壓軸力 有效圓周力為：Fe=1000P/v=1000× 鏈輪水平布置時的壓軸力系數Kfp=1.15， 那么壓軸力Fp=KfpFe&

11、#215;7鏈輪材料的選擇及處理 根據系統的工作情況來看，鏈輪的工作狀況是，采取兩班制，工作時由輕微振動。每年三百個工作日，齒數不多，因此我們可以根據表9-5得出小鏈輪材料選用 15號鋼，熱處理為滲碳、淬火 、回火，處理后的硬度為5060HRC小鏈輪材料選用 35號鋼，熱處理為正火，處理后的硬度為160200HBS2、圓柱直齒輪傳動的設計計算1高速級的一對齒輪的設計。因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表10-1選取，鍛造毛坯，大齒輪采用45號鋼，調質處理。小齒輪采用40Cr，調質處理，均用軟齒面。齒精度用7級，輪齒外表粗糙度為Ra=1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取

12、多些，取Z=24.壓力角為=20o,那么大齒輪為Z2=i1Z1×1、按齒面接觸強度設計由設計計算公式10-9a進行試算，即 (1)計算公式中的各計算數值1試選載荷系數為Kt根據表10-7選得d=1根據表10-6選得ZEpa1/2根據條件可以算出轉矩T1=36111 N·mm由圖10-21d查的小齒輪的接觸疲勞強度lim1=600 Mpa p 大齒輪接觸疲勞強度為lim2=550 Mpa由式10-13計算應力循環系數N1=60njLh=60×1440×2×8×300×10××109N2=N1×10

13、9由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.91 KHN2取失效概率為1%， 平安系數為S=11×600/1=546 Mpa2=0.95× Mpa2計算帶入較小值得出d1t 3圓周速度 4計算齒寬與齒高比b/h 模數m=d1t/Z3t×7級精度由圖10-8查的Kv=1.12 直齒輪KH=KF=1(P195)由表10-2查的KA由表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KF故載荷系數K=1××1×由10-10a得計算模數m=d1/Z12、按齒根彎曲強度設計(1)計算公式內的各計算數值由圖10-20c查的小齒輪彎曲疲勞強度

14、極限FE1=500 Mpa 大齒輪FE2=380 Mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1KFN21.5F1× MpaF2× Mpa計算載荷系數K=1××1×由表10-5查的齒形系數得YFa1=2.65 YFa2齒形校正系數YSa1=1.58 YSa2=設計計算得出 ：m1=25大齒輪Z1=90幾何尺寸計算分度圓直徑 d1=Z1m=25×2=50mmd2=Z2m=90×2=180mm中心距a=d1+d2/2=115mm齒輪寬度 b=dd1=1×50=50mm小齒輪齒寬B1=60mm 大齒輪齒寬B2=55mm2

15、低速級齒輪設計 1、按接觸疲勞強度設計與第一組齒輪設計類似 取小齒輪Z5=24 根據Z6=i2·Z5=26×按照以上的步驟可得N3=60njLh=60××1×2×8×300××109N4=N3×109由前面可得T2=125190N·mm材料和強度都按以前的數據此時取接觸疲勞強度 KHN1=0.95 KHN21×600=570 Mpa2×550=539 Mpad1t圓周速度模數 mtt×b/v直齒輪KH=KF=1由表10-2查的KA由表10-4查的KHFK=

16、1××1×2、按彎曲疲勞強度計算由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1KFN21.5F1×500/1.4=303.57 MpaF2× Mpa計算載荷系數K=1××1×由表10-5查的齒形系數得YFa1=2.65 YFa2齒形校正系數YSa1=1.58 YSa2=設計計算m3=30大齒輪Z4=83幾何尺寸計算分度圓直徑 d3=Z3m=30×2.5=75mmd4=Z4m=83×中心距a=d3+d4齒輪寬度 b=dd3=1×75=75mm小齒輪齒寬B3=80mm 大齒輪齒寬B4=77mm七

17、、軸的設計計算1高速軸的設計計算根據前面我們可得到該軸上的功率是P1該軸上的轉矩是T1=36111 N·mm 高速級的小齒輪的分度圓直徑d1=50mm=tan×先初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調質處理。根據表表15-3，取A0=112，于是有=112根據軸上有鍵槽都在此根底上直徑有增量的出最后的為20mm，我們根據電動機的選擇Y132S-4型號，查設計教程上的表17-9可得電動機的軸徑為28mm，在由電動機的計算轉矩為20.22 N·m,在查17-4可得聯軸器選為LT 4型號，其軸徑為2028，那么軸的最小軸徑我們選為25，即與聯軸器相連的軸徑為d1=2

18、5mm如下列圖中的d1L1=62mm。初步擬定軸上零件的裝配方案如下： 由聯軸器的選擇我們可以得到d1=25mm,那么d2=28mm,d3上裝載軸承，根據軸承的選擇為6206深溝球軸承，查的其參數為d×D×B=30×62×16，可知軸承寬度為16mm 內徑為30mm，得出d3=30mm，查指導書中表15-2得d4=36mm，d5=38mm，d7根據軸承知道為30mm，那么d6=34mm。 根據聯軸器的選定L=62得，我們可定L=60mm，L中有軸承端蓋一般選為20mm加上拆卸空間選定為30mm，L=50mm，L=16mm為軸承寬度，L=16+5+12+2

19、=35mm，B=16mm，b=12mm，L=B1-5=55mmL=74mm, 齒輪、聯軸器、與軸的周向定位都是平鍵連接，由表6-1查的齒輪與軸的連接平鍵的尺寸為10×8×45，聯軸器上的鍵尺寸為8×7×52，齒輪與軸的配合采取過度配合，允許有過盈配合的精確定位，所以選H7/n6，聯軸器采取過度配合，但不允許過盈，所以選擇H7/k6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用m6具有小過盈量，木錘裝配。 求軸上的各個載荷，做出簡圖可得如下根據軸上的布置，我們畫出受力簡圖如上L1=50mm L2=124mmFH1根據以上的圖所示，可以得出力、彎矩、扭矩。載荷

20、水平面H垂直面V 支反力FNH1=1029.37N FNH2FNV1FNV2 彎矩MH·mmMv·mm 總彎矩 ·mm 扭矩T=36111 N·mm 按彎扭合成強度校核軸的強度 根據上面的彎矩圖和扭矩圖我們可以知道在裝載齒輪的面上強度最大，即這個面是最危險的，根據表中的數據，取=軸的計算應力為有前面所選定的材料45鋼，調質處理，由表15-1查得=60Mpa。因此，平安。 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 L和L兩段上的任意截面都只受扭矩作用， 每個直徑都是由扭轉強度算出的最小直徑取得，所以無需校核。在此我們把L與L之間的截面定位面，我們只需校核面的左右

21、兩側。截面左側3×303=2700mm3抗扭截面系數 WT3×303=5400mm3那么截面的左側彎矩為×=27386.19 N·mm截面上的扭矩T=36111 N·mm 截面上的彎曲應力為截面上的扭曲切應力由材料45鋼，調質處理可查表15-1得 D/d=1.133 在查附表3-2中得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為 故有效應力集中系數為 由附圖3-2得尺寸 由附圖3-4得外表質量系數外表未經強化處理即那么按式3-12及3-12a的綜合系數 又由碳鋼特性系數 知道于是，計算平安系數 故知平安。截面右側抗彎截面系數W按表15-4中的公式計

22、算。3WT3彎矩和扭矩都不變，其彎曲應力和扭轉切應力為=6.97Mpa 由附表3-8求的 外表質量系數為故得綜合系數為所以右側平安系數為故在右側的截面強度也是足夠的。綜上所述，所設計的軸的強度符合強度要求。2中間軸的設計計算材料：選用40Cr號鋼調質處理，查表15-3取=35Mpa，A0=112各軸段直徑確實定： 由, p=5.229KW,那么d26.41mm。段要裝配軸承，取d1=30mm，選用6207軸承，L=16+12+2+5=35mm裝配高速級大齒輪，確定直徑為36mm，長度L2=B2-5=50mm，軸環段的直徑為d3=40mm，取L3=7mm，d4=36mm，可以計算出來，低速級的小

23、齒輪不能做為軸齒輪，L4=75mm，d5與d1類似，即d5=30mm，L5=35mm，該軸總長為：L=202mm根據前面得出，d2=180mm，第二根中間軸的轉矩T2=125190，由受力分析可得F1t=1391N F2t= Fr1= Fr2= 具體的彎矩圖扭矩圖如下：得出數據如表的載荷水平面H垂直面V 支反力FNH1=N FNH2=NFNV1= NFNV2= N 彎矩MH1=N·mmMH2= N·mmMv1=N·mmMV2= N·mm 總彎矩 ·mm·mm 扭矩T=125190 N·mm·mm在這我們得出計算彎矩

24、，根據計算彎矩得出危險截面的直徑，因為材料選擇40Cr調質，查得=685MPa，查課本362頁表15-1得許用彎曲應力=70MPa，那么：=在此我們選的每一個尺寸都是大于mm,那么該軸的直徑都選擇的是平安的。鍵的設計與校核=36mm，T2 =125190N·mm參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于=3038所以取bh=108查表得=100120取低速級鍵長為65.取高速級鍵長為40，=26.75MPa<=43.40MPa<所以所選鍵為:bhl=10865 bhl=10840符合強度條件。 (3)低速軸的設計計算 材料：選用40Cr鋼調質處理，查表15-3取=35Mpa

25、，A0=112 第三根軸即低速軸的轉矩為T3=·m n3=功率P3= 由, P3=Kw,那么d=最小直徑為，那么 根據軸承簡圖可以確定軸的形狀，初步確定各段直徑及其長度，接鏈輪的一段我們可以定為38mm即d1=38mm，L1=42mm，d2=40mm，L2=50mm，d3=45mm即為軸承的內徑為45mm，查表指導書15-2得軸承型號可確定為6209其寬度為19mm，那么L3=19mm同時也可確定出d4=47mm,L4=57mm,d5=50mm,L5=12mm,d6=48mm,L6=72mm,d7=45mm L7=38mm。取齒輪距箱體內壁距離為：16mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸

26、承位置時，應距箱體內壁一段距離：8mm。該軸總長為：290mm由d4=mm,T3=333060可得出 Ntan根據簡圖我們得出受力情況，由材料力學中的知識我們可以算出 水平方向上軸承所引起的支反力=垂直方向上的支反力如下：=鏈輪所產生的軸壓力為Fp=N，它所產生的支反力為=水平方向的彎矩為×·mm垂直方向的彎矩為×81.25=62753.4 N·mm×·mmMF為Fp在危險截面所產生的彎矩，根據合成考慮最不利的情況，把與直接相加=220475.12+=362.42 N·m求危險截面當量彎矩：從圖可見，裝載齒輪截面最危險，其當

27、量彎矩為：取折合系數=413.86 N·m計算危險截面處軸的直徑因為材料選擇40Cr調質，查得=685MPa，查課本362頁表15-1得許用彎曲應力=70MPa，那么： =根據最不利的情況來看，還是能滿足強度要求即d1其彎矩圖與扭矩圖如下：FH1鍵的設計與校核=38mm，=·m參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于=3844,所以取bh=14×9查表得=100120取鍵長為58，=MPa<所以所選鍵為:bhl=14×9×58八、滾動軸承的選擇與校核計算高速軸的軸承：由前面可以知道n1=1440r/min 兩軸承徑向反力： 軸向力： N初

28、步計算當量動載荷P，根據P=根據表13-6，=1.01.2，取=1.2。根據表13-5，X=11=N計算軸承6206的壽命：=×h>48000故可以選用計算中間軸的軸承：n兩軸承徑向反力： 軸向力均為0 初步計算當量動載荷P，根據P=根據表13-6，=1.01.2，取=1.2。根據表13-5，X=1=N121501=N計算軸承6206的壽命：=×=>48000故可以選用。計算低速軸的軸承n兩軸承徑向反力： 軸向力：為0 初步計算當量動載荷P，根據P=根據表13-6，=1.01.2，取=1.2。X=1=N計算軸承6209的壽命：=×>48000故可

29、以選用。九、減速器箱體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座厚度+3mm7mm10箱蓋厚度0.80.856mm8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑=+12M20地腳螺釘數目a<250mm時，n=4a>250500時，n=64軸承旁聯結螺栓直徑M16蓋與座聯結螺栓直徑=0.5 0.6M10軸承端蓋螺釘直徑=0.40.5M10視孔蓋螺釘直徑=0.30.4M8定位銷直徑=0.70.8M8，至外箱壁的距離查手冊表5-3262216，至凸緣邊緣距離查手冊表5-32414外箱壁至軸承端面距離=+58mm50大齒輪頂圓與內箱壁距離10齒輪端面與內箱壁距離10箱蓋，箱座

30、肋厚79軸承端蓋外徑見圖6-2790I 軸90II 軸113III軸軸承旁聯結螺栓距離見圖7-2105I 軸120II 軸140III軸十、減速器各部位附屬零件的設計1)窺視孔蓋與窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內.(2)放油螺塞放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋局部的油尺，油尺上的油面刻

31、度線應按傳動件浸入深度確定。(4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成.(5)啟蓋螺釘為了便于啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環,裝上二個螺釘,便于調整.6定位銷為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機

32、體聯接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置.(7)環首螺釘、吊環和吊鉤為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環首螺釘或鑄出吊鉤、吊環，并在機座上鑄出吊鉤。(8)調整墊片 用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用.(9)密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內.十一、潤滑方式確實定傳動零件的潤滑采用浸油潤滑。 滾動軸承的潤滑采用脂潤滑 因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度。經過二周的時間的設計

33、完成了本課題帶式輸送機傳動裝置，該裝置具有以下特點：1能滿足所需的傳動比齒輪傳動能實現穩定的傳動比。2選用的齒輪滿足強度剛度要求由于系統所受的載荷不大，在設計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強度及剛度要求，而且節省材料，降低了加工的本錢。3軸具有足夠的強度及剛度由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當其產生彎扭變形時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設計要求最高，設計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩定性。4箱體設計的得體設計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。5由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確，設計也不是十分恰當，但我認為通過這次的實踐，能使我在以后的設計中防止很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，