機械設計課程設計說明書題目：同軸式帶式輸送機傳動裝置目錄TOC\o"1-1"\h\z\u一、設計任務書 4二、傳動方案及總體計算 4三、電機選擇及傳動裝置的運動及參數計算 5四、齒輪傳動設計 7五、軸的結構設計 12六、輸出軸的校核與計算 18七、軸承的選擇 20八、軸承的校核 21九、鍵的選擇校核 22十、潤滑與密封 23十一、其他零件的選擇 24十二、設計小結 25十三、參考資料 25一、設計任務書1、設計題目：帶式輸送機傳動裝置2、傳動設計簡圖：3、原始數據及要求：輸送帶工作拉力：F=1622N輸送帶工作速度ν：V=0.70m/s輸送帶卷筒直徑：D=0.21m使用地點：煤場生產批量：中批載荷性質：中等沖擊使用年限：六年一班4、設計內容：電動機的選擇與運動參數計算斜齒輪傳動設計計算軸的設計滾動軸承的選擇鍵和連軸器的選擇與校核裝配圖、零件圖的繪制設計計算說明書的編寫5、設計任務減速器總裝配圖一張齒輪、軸零件圖各一張設計說明書一份二、傳動方案及總體計算由題目可知設計的傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。本傳動機構為二級同軸式圓柱齒輪減速器，此機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸沒深度可以相同。結構較復雜，軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差，中間軸承潤滑較困難。三、電機選擇及傳動裝置的運動及參數計算1、電機的選擇1）、選擇類型：根據工作要求和工作條件，選用Y系列三項籠型異步電動機。2）、確定電機容量：電動機的輸出功率按照式（1-1）選擇PPw為輸出功率，即為卷揚機工作時所需的功率Pηw為卷筒效率（不包括軸承），取ηw傳功裝置的總效率ηa=η1為聯軸器效率（彈性聯軸器），η1=0.99；η2為齒輪傳動效率（八級精度齒輪傳動），η2=0.97；故電動機的輸出功率P3）、選擇電動機的轉速由卷筒的工作轉速：n=按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器的傳動效率為i’=8～40，故電動機可選轉速范圍為：n'符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500（r/min）,滿足要求的電動機有以下幾種：電動機型號額定功率/kW同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min)起動轉矩最大轉矩Y90L-41.5150014002.22.3Y100L-61.510009402.02.2Y112M-62.210009402.02.2Y132S-82.27507102.02.0表格SEQ表格\*ARABIC1綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格、功率等因素，決定選用同步轉速為1000r/min，型號為Y100L-6，其主要參數如表格1中所述。2、總傳動比的確定及分配1）.總傳動比的計算i總i總=n卷2）.傳動比的分配（因為選用的為同軸式減速器，所以使兩組減速器傳動比相同即可）即：i3、傳動裝置運動和動力參數1）.各軸轉速Ⅰ軸：nⅡ軸：nⅢ軸：n3卷筒軸：n2）.各軸輸入功率Ⅰ軸：PⅡ軸：PⅢ軸：P卷筒軸：P3）.各軸輸入轉矩Ⅰ軸：TⅡ軸：TⅢ軸：T卷筒軸：T4、轉速、功率、轉矩、傳動比各數據匯總備表如下：項目轉速n（r/min）功率P（kW）轉矩T（N·m）傳動比i電機9401.3713.921Ⅰ軸9401.3613.783.84Ⅱ軸244.81.2950.303.84Ⅲ軸63.71.23184.401卷筒軸63.71.19178.41表格SEQ表格\*ARABIC2四、齒輪傳動設計=1\*ROMANI、低速級齒輪的設計1、初選傳動類型、精度等級、材料和熱處理方式1）.傳動類型：選取圓柱斜齒輪2）.精度等級：初選八級精度（GB/T10095）3）.材料和熱處理方式：大小齒輪均選擇45鋼，小齒輪調質處理，HB1=240HBS；大齒輪正火處理，HB2=190HBS；HB1-HB2=240-190=50，合格。4）.齒數選擇:選取小齒輪齒數Z1=21則Z2=nZ1=21×3.84=79.64，取Z2=80，實際傳動比：i'=齒數比誤差為|3。845）.螺旋角：初選10°6）.齒寬系數：ψ2、按接觸疲勞強度設計小齒輪分度圓直徑d1因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據按式（6－13）進行計算，即：d1）.確定載荷系數K由中等沖擊查表6－4得使用系數KA＝1.25；選取八級精度，初步估計圓周速度V＝2m/s，VZ1100=0.42m/s，由圖6－11bε=εε由圖6－13，齒間載荷分配系數K由圖6－17，根據齒寬系數齒向載荷分布系數K∴2）.計算轉矩T3）.計算Z節點區域系數：查圖6-19，齒輪未變位，Z重合度系數：εZ螺旋角系數：Z彈性系數：查表6-5兩齒輪為均為45鋼，Z4）.計算許用接觸應力（1）.分別查圖6－27c，6－27b得接觸疲勞極限應力σ（2）.應力循環次數NN（3）.查圖6－25壽命系數KK（4）.計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數Sσσ取σ試計算小齒輪分度圓直徑，將以上各參數代入公式得d5）.計算圓周速度：v6）.修正載荷系數：V查6－11b動載系數K7）.校正試算分度圓直徑dd3、確定參數1）.計算法向模數：mn＝d1‘2）.計算中心矩：a＝Z1+Z23）.修正螺旋角：按圓整后的中心距進行計算β4）.計算分度圓直徑dd5）.計算齒輪寬度b圓整取標準值4、校核齒根彎曲疲勞強度σσ1）、重合度系數Y2）、螺旋角系數Y3）計算當量齒數ZZ4）查取齒形系數查圖6-21得：Y5）查取應力修正系數查圖6-22得：Y6）查取彎曲疲勞極限應力及壽命系數查6－28c得σ查6－28b得σ查6－26分別得K7）、計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數為Sσσ8）、計算彎曲應力σ＝σ5、結構設計大齒輪：因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而雙小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他相關尺寸參看大齒輪零件圖。小齒輪：經計算小齒輪如果作成齒輪與分開，軸徑可能偏小強度不夠，故做成齒輪軸。=2\*ROMANII、高速級齒輪設計與校核對于高速級，為節約材料，可將齒寬減小。綜合考慮到鍵的安裝與強度，具體參數設計如下：bZda因為傳動比相同，故高速級與低速級中心矩、大小齒輪齒數和分度圓直徑分別相同。高速級小齒輪與軸的周向定位采用鍵聯接。在這里，小齒輪所在軸的直徑較小，所以沒有必要做成齒輪軸。五、軸的結構設計=1\*ROMANI、輸入軸設計1、求輸入軸上的功率PⅠ、轉速nⅠ和轉矩TPnT2、求作用在齒輪上的力d1=55.94FF3、初步確定軸的最小直徑先按式10—2初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼、調質處理。根據表10—2，取C=118，于是得d軸與電動機是通過聯軸器相聯，考慮到軸上零件的安裝和加工要求，需要把階梯軸與聯軸器配合的一端設定為軸的最小直徑。因此需要先確定聯軸器的型號，進而確定軸的直徑。聯軸器的計算轉矩，查表13－1，由于轉矩變化較小，取工況系數K=1.4，則Tc由《機械設計課程設計指導手冊》表15-5查的HL2聯軸器軸直徑d1=20mm，d2=28mm，且公稱轉矩為3154、軸的結構設計1）、擬定配合方案根據同軸式二級圓柱齒輪的結構要求，需按下圖對于輸出軸進行配合。65=4\*Arabic4=3\*Arabic3=2\*Arabic21圖表SEQ圖表\*ARABIC12）、確定各段直徑和長度（1）、為了滿足半聯軸器的軸向定位，1軸段左端需制出一軸肩，故取2段的直徑d2=25mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度為62mm（2）、初步選擇滾動軸承。考慮到軸向力與徑向力的綜合作用和工作環境的影響，選取圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據d2=25mm，選標準精度級的圓錐滾子軸承30206E，其尺寸為d×D×B=30×62×16，因軸承為標準件，所以取d3=30mm。箱體內壁一般距離齒輪的側面12mm，綜合考慮箱體的壁厚，軸承與齒輪的位置關系（3）、與齒輪配合段齒輪分度圓直徑為55.94mm，考慮受力情況選擇軸4的直徑d由齒輪的寬度b1=55mm，為使齒輪更好的定位，使套筒發揮作用，需要使L（4）、定位軸肩為使齒輪更好的配合，一般需要定位軸肩滿足r<c<a（1.5<2<2.5），所以d5>36+5mm=41mm，所以取d5=42mm；一般情況下，齒輪距離軸承座的距離需要取為（5）、因為選取的標準軸承為圓錐滾子軸承30206E，所以d6=303）、軸上零件的周向定位方式的確定齒輪和半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按d1=20mm，由手冊查得平鍵截面b×h×l=6mm×6mm×25，鍵槽用銑刀加工；按d2=30mm，由手冊查的平鍵為b×h×l=10mm×8mm×25mm，鍵槽用銑刀加工；選齒輪輪轂與軸的配合和半聯軸器與軸的配合均4）、確定軸上圓角和全角尺寸軸上的倒角選為2×45°，軸上倒角為R=1mm。=2\*ROMANII、輸出軸1、求輸出軸上的功率PⅢ、轉速nⅢ和轉矩TPnT2、求作用在齒輪上的力dFF3、初步確定軸最小直徑先按式10—2初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼、調質處理。根據表10—2，取C=118，于是得d輸出軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑，為了所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號聯軸器的計算轉矩，查表13－1，由于轉矩變化較小，取工況系數K=1.4，Tc查手冊，選HL2聯軸器，其公稱轉矩為310N?m，半聯軸器的孔徑d＝32mm，半聯軸器長度L=80mm。4、軸結構設計1）、擬定配合方案圖表SEQ圖表\*ARABIC22）、確定各軸段直徑和長度（1）.選取的半聯軸器為HL2，其孔徑選取的為32mm，孔長80mm，所以根據半聯軸器的孔徑確定d1=32mm，取1段長度L1=80mm，以滿足聯軸器的軸向定位，為了更好的進行聯軸器的定位，需要進行軸肩定位，所以2段的直徑d2=40mm，軸端蓋總寬度為10mm，根據軸承端蓋的裝拆取端蓋的外端面與半聯軸器右端面距離為（2）.初步選擇滾動軸承，因軸承有單向軸向力存在，且轉速低轉矩大，故用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據2段軸承的直徑為d2=40mm，，由手冊初選取標準精度等級的圓錐滾子軸承30209E。其尺寸為d×D×T=45mm×85mm×20.75mm，所以d3=d6=45mm，L6=20.75（3）.取安裝齒輪處軸段直徑d4=49mm，齒輪右端和軸承左端采用軸套定位，齒輪輪轂寬度為60mm，為使套筒端面可靠地壓在齒輪上，取L4=58mm；齒輪左端用軸肩定位，取軸肩處直徑d5=60至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）、軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為56mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選齒輪輪轂與軸的配合為，同樣,半聯軸器與軸的連接選用平鍵為b×h×l=10mm×8mm×40mm，配合，兩個鍵槽均用銑刀加工。圓錐滾子軸承與軸的周向定位由過盈配合保證，選軸直徑公差為k64）、確定軸上圓角和倒角尺寸軸上的倒角選為2×45°，軸上倒角為R=1mm，具體見零件圖標注。=3\*ROMANIII、中速軸設計1、求輸入軸上的功率PⅡ、轉速nⅡ和轉矩TPnT2、求作用在齒輪上的力d2=204.08FF3、初步確定軸的最小直徑先按式10—2初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼、調質處理。根據表10—2，取C=118，于是得dmin=4、軸的結構設計1）、擬定配合方案圖表SEQ圖表\*ARABIC32）、確定各軸段直徑和長度（1）.綜合考慮中速軸轉速和轉矩，選取中速軸上的軸承為標準精度等級的圓錐滾子軸承30208E，其尺寸參數為d×D×B=40×80×19.75，所以1段軸承的直徑d1=40mm，d6=40mm，L6=19.75mm。因為齒輪和箱體內壁的距離一般(2）.取安裝齒輪處的直徑為d2=44mm，因為齒輪輪轂的寬度為50mm但是考慮到鍵長和周徑的關系（一般情況下使鍵長至少為軸徑的1.2倍），(3）.小齒輪的分度圓直徑為54.06mm，因為其直徑較小且和軸的直徑相差較小，所以取4段軸為齒輪軸，其齒頂圓直徑即為軸徑大小。（4）考慮齒輪和箱體內壁的距離和軸承的位置，取d5=43mm，L5=16mm。最后由箱體內壁的寬度和至此，中速軸的軸徑和長度已經確定完成。3)、軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯接，按查得平鍵類型為b×h×l=14mm×9mm×56mm，鍵槽用銑刀加工，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選齒輪輪轂與軸的配合為，圓錐滾子軸承與軸的周向定位由過盈配合保證，選軸直徑公差為k6。4）、確定軸上圓角和倒角尺寸軸上的倒角選為2×45°，軸上倒角為R=1mm，具體見零件圖標注。六、輸出軸的校核與計算1、求軸上載荷圓周力F徑向力F軸向力F2、計算轉矩T=9.55×103、計算軸承反力水平面：RR2'垂直面：R1″4、做軸承的受力分析圖和力矩轉矩分析圖圖表SEQ圖表\*ARABIC45、判斷危險截面由彎矩最大的截面為危險截面，疲勞極限σb=650Mpa,σs=360Mpa，由表查得疲勞極限：σ-1=0.45σb=0.45×650Mpa=293Mpaσ0=0.81σb=0.81×650Mpa=527Mpaτ-1=0.26σb=0.26×650Mpa=169Mpaτ0=0.50σb=0.5×650Mpa=325Mpa由式，得Ψσ=得6、求截面A的應力彎矩Mσ=στ=7、該截面配合零件的綜合影響系數由σb=650Mpa查得(Kσ)=2.69，(Kτ)=0.4+0.6(Kσ)＝2.0148、求表面狀態系數β及尺寸系數由《機械設計》10-13表查得β=0.93（Ra=0.8μm，σb=650Mpa）；由表10-14查的9、求安全系數（設為無限壽命，kN=1）得則綜合安全系數為10、結論：危險截面足夠安全七、軸承的選擇=1\*ROMANI輸入軸軸承因軸承受軸向力和徑向力，具有較大的轉速，參照工作要求并根據d2=25mm，選標準精度等級的圓錐滾子軸承30206E，其尺寸為d×D×B=30×62×16，因軸承為標準件，所以=2\*ROMANII、中間軸承因軸承受軸向力和徑向力，而輸入軸的轉矩相對較大，為保證軸承壽命，采用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據安裝軸承軸段直徑d2=40mm，綜合考慮中速軸轉速和轉矩，選取中速軸上的軸承為標準精度等級的圓錐滾子軸承30208E，其=3\*ROMANIII、輸出軸軸承因軸承受軸向力和徑向力，而輸入軸的轉矩較大，為保證軸承壽命，采用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據安裝軸承軸段直徑，選用標準精度的圓錐滾子軸承30209E，其尺寸為d×D×T=45mm×85mm×20.75mm。八、軸承的校核由于軸承的選擇都是按照設計要求進行的，故強度均滿足要求，這里只進行壽命校核。Lh輸出軸軸承選用圓錐滾子軸承30209E型，查設計手冊主要參數如下：D=80mmB=18mma=18.6mm基本額定靜載荷Co=64.2kN基本額定動載荷C=47.8kN查得該軸承Y=1.5，e=0.4，=15°∴查表得X1=1，Y1=0，查表得X2=0.4Y2=1.5，則可知P2較大，其壽命較小，故只需計算該壽命故滿足壽命要求。九、鍵的選擇校核鍵已經在軸的設計中進行了選擇，這里只進行校核，根據工作狀況有中等沖擊，在，這里取中間值138MPa。=1\*ROMANI、高速軸鍵的校核1、外伸鍵T=13.78N·m此處所選的鍵為：b×h×L=6×6×25k=0.5h=0.5×6=3；l=L-b=25-6=19mmd=20mmσ故此鍵滿足要求2、齒輪處T=13.78N·m此處選的鍵為：b×h×L=10mm×8mm×40mmk=0.5h=0.5×9=4；l=L-b=40-10=30mmd=36mmσ故此鍵滿足要求=2\*ROMANII、中間軸T=50.2974N·m此處選的鍵為：b×h×L=14mm×9mm×56mmk=0.5h=0.5×9=4.5；l=L-b=56-14=42mmd=44mmσ故此鍵滿足要求=3\*ROMANIII、輸出軸1、齒輪處T=184.40N·mb×h×L=14mm×9mm×56mmk=0.5h=0.5×9=4.5；l=L-b=56-14=42mmd=44mmσ故此鍵滿足要求。2、外伸軸處鍵T=184.40N·mb×h×L=10mm×8mm×40mmk=0.5h=0.5×8=4；l=L-b=40-10=30mmd=32mmσ故此鍵滿足要求十、潤滑與密封1、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為0.6845m/s，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為45mm。2、滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。3、潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用普通工業潤滑油（Ｌ－ＣＫC）。4、密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整，采用J型骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑進行確定。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。十一、其他零件的選擇1、通氣器由于此減速器工作環境為煤場，選通氣器（一次過濾），采用M272、油面指示器選用管狀游標尺M123、起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳4、放油螺塞選用外六角油塞M20及墊片M30。十二、設計小結為期四周的課程設計馬上就要結束了，在過去的二十多天了，我在老師還有同學的幫助下，完成了二級減速器的設計與校核。在這個過程中，我感覺自己受益匪淺。第一，我感受到了設計的樂趣，減速器的設計，使我把過去兩年多學習的知識綜合起來，我學會了運用自己學會的東西解決自己不懂的問題。我能夠把機械設計互換性理論力學和材料力學等多個學科的知識綜合運用起來，這使我對于自己過去學的知識有了更深刻的理解。當我完成了自己的設計之后，內心充滿了成就感，增強了對于機械設計的興趣。第二，我明白了設計是一項繁瑣的事情，需要我們把所有能夠考慮的東西都要考慮到，很多時候一點小小的差錯就使得我們把本來設計的作品全面否定，從頭開始。