機械設計課程設計設計計算說明書設計題目帶式輸送機傳動裝置設計設計者聶敦高學號10130240專業(yè)班級機械1005班指導教師李克旺完成日期2012年12月12日北京交通大學海濱學院目錄一課程設計的任務3二電動機的選擇4三傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比5四傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算6五傳動零件的設計計算7六軸的設計、校核16七滾動軸承的選擇和計算20八鍵連接的選擇和計算21九聯(lián)軸器的選擇22十潤滑和密封的選擇23十一箱體的設計24十二設計總結(jié)27十三參考資料28一、課程設計的任務1設計目的課程設計是機械設計課程重要的教學環(huán)節(jié)，是培養(yǎng)學生機械設計能力的技術基礎課。課程設計的主要目的是1通過課程設計使學生綜合運用機械設計課程及有關先修課程的知識，起到鞏固、深化、融會貫通及擴展有關機械設計方面知識的作用，樹立正確的設計思想。2通過課程設計的實踐，培養(yǎng)學生分析和解決工程實際問題的能力，使學生掌握機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的一般設計方法和步驟。3提高學生的有關設計能力，如計算能力、繪圖能力以及計算機輔助設計CAD能力等，使學生熟悉設計資料手冊、圖冊等的使用，掌握經(jīng)驗估算等機械設計的基本技能。2設計題目帶式輸送機傳動裝置設計。帶式輸送機已知條件方案編號12345678910輸送帶工作拉力FN3400330031502550245024001400130012001100輸送帶工作速度VM/S075080090110110115202122225鼓輪直徑DMM2452402352302252202302252202153設計任務1選擇（由教師指定）一種方案，進行傳動系統(tǒng)設計；2確定電動機的功率與轉(zhuǎn)速，分配各級傳動的傳動比，并進行運動及動力參數(shù)計算；3進行傳動零部件的強度計算，確定其主要參數(shù)；4對齒輪減速器進行結(jié)構設計，并繪制減速器裝配圖（草圖和正式圖各1張；5校核中間軸的強度、軸承壽命、鍵強度；6繪制中間軸及中間軸大齒輪零件工作圖（注當中間軸為齒輪軸時，可僅繪一張中間軸零件工作圖即可）；7編寫課程設計說明書。4傳動裝置部分簡圖二、電動機的選擇1電動機類型的選擇按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動。2確定電動機輸出功率PD電動機所需的輸出功率PDPW/其中PW工作機的輸入功率由電動機至工作機的傳動總效率工作機的輸入功率KWKFVPW47521010總效率3軸承2齒輪2聯(lián)軸器帶查表可得帶097，軸承099，齒輪098，聯(lián)軸器099，則0993098209920970886電動機所需的功率PDPW/2475/08862793KW3確定電動機轉(zhuǎn)速工作機轉(zhuǎn)速NWNWR/MIN9712514306確定電動機轉(zhuǎn)速可選范圍雙級圓柱齒輪傳動比范圍為I減1220，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為NDNWI總1220NW12201999723996439994R/MIN其中I總I減1418I減減速器傳動比符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500、3000R/MIN，根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關手冊查出適用的電動機型號。（建議在考慮保證減速器傳動比I減14時，來確定電機同步轉(zhuǎn)速）。4確定電動機型號根據(jù)所需效率、轉(zhuǎn)速，由機械設計手冊或指導書選定電動機Y100L2型號（Y系列）數(shù)據(jù)如下額定功率P3KW額定功率應大于計算功率滿載轉(zhuǎn)速NM2880R/MIN（NM電動機滿載轉(zhuǎn)速）同步轉(zhuǎn)速3000R/MIN電動機軸徑28MM電動機軸長60MM三、傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比1傳動裝置的總傳動比I總I減NM/NW2880/19997144NW工作機分配軸轉(zhuǎn)速2分配各級傳動比減速器傳動比分配原則各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近以便潤滑（浸油深度）。I減I高I低I高高速級傳動比I低低速級傳動比建議取I高（1213I低則I減（1213I2低I低32814I高13I低1333824326四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1計算各軸的轉(zhuǎn)速軸（高速級小齒輪軸）NNM/I帶2880R/MIN軸（中間軸）NN/I高2880/432666574R/MIN軸（低速級大齒輪軸）NN/I低66574/332820004R/MIN軸（與軸通過聯(lián)軸器相連的軸）NWN20004R/MIN2計算各軸的輸入功率和輸出功率軸P入PD聯(lián)軸器帶27930992765KWP出P入軸承27650992737KW軸P入P出齒輪27370982682KWP出P入軸承26820992655KW軸P入P出齒輪26550982602KWP出P入軸承26020992576KW軸P入P出聯(lián)軸器25760992550KWPWP出25500992474KW3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩和輸出轉(zhuǎn)矩公式T955106P/NNMM軸T入955106P入/N9551062765/28809169NMMT出955106P出/N9551062737/28809076NMM軸T入955106P入/N9551062682/6657438473NMMT出955106P出/N9551062655/6657438086NMM軸T入955106P入/N9551062602/20004124220NMMT出955106P出/N9551062576/20004122979NMM軸T入955106P入/N9551062550/20004121738NMMTWT出955106P出/N9551062474/20004118110NMM電機輸出轉(zhuǎn)矩T9551062793/28809262NMM將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果進行整理并列于下表軸名功率P（KW）轉(zhuǎn)矩T（NMM）轉(zhuǎn)速N（R/MIN傳動比I效率輸入輸出輸入輸出）電機軸2793926228801軸276527379169907628804326軸268226653847338086665743328軸2602257612422012297920004軸25502474121738118110200041五、傳動零件的設計設計高速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪。2材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼正火，硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。3運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度GB10095884選小齒輪齒數(shù)124，大齒輪齒數(shù)211432624103824,取Z2104。5選取螺旋角。初選螺旋角，左旋。142按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即32112HEDTTZUTK1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1試選61TK2由圖1030，選取區(qū)域系數(shù)432HZ3由圖1026查得7801A702A0780871651A24計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T95510P/N955102737/288090761515NM5由表107選取齒寬系數(shù)1D6由表106查得材料的彈性影響系數(shù)2/189MPAZE7由圖1021按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，MPAH5801LIM大齒輪的接觸疲勞強度極限IMH30218由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)91102481860HNJLN992073124/749由圖1019查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)1HNK952HN10計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)為S1，由式1012得MPASKHNH25480941LIM136152LI2AHH4532/4/212計算1試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得TDMDT248145392365190762312計算圓周速度SNVT/2080613計算齒寬B及模數(shù)TMDT2481MZDMTNT142COS48COS10356/248/HBNT4計算縱向重合度90314TAN218TAN310ZD5計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)25A根據(jù)，7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)SMV/6412VK由表104查得124810231608223BKDH由圖1013查得F假定，由表103查得0/ATKNMB41FHK故載荷系數(shù)724125HVAK6按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010A得MDTT936/7248/3317計算模數(shù)NMZN37124COS93COS13按齒根彎曲強度設計由式1017321COSFSDNYZKTM1確定計算參數(shù)1計算載荷系數(shù)67231425FVA2根據(jù)縱向重合度，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)903180Y3計算當量齒數(shù)85134COS02763321ZV4查取齒形系數(shù)由表105查得,921FAY69FA5查取應力校正系數(shù)由表105查得,5S8012SA6由圖1020C查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPAFE401大齒輪的彎曲疲勞強度極限PAFE327由圖1018查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)901FNK92FN8計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14，由式1012得MPAFENF864101K29392229計算大小齒輪的FSAY018529164638521FSAFY大齒輪的數(shù)據(jù)大2設計計算MMN920185651244COS807632對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎N曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取15MM，已可滿足彎曲強度。但為了NM同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有MD913932154COSCOS1NZ取，則21675612ZI4幾何尺寸計算1計算中心距MMZAN20914COS256COS21調(diào)整中心距A00所以改變使中心距滿足要求。111432643265COSCOSNZMZAM所以17取，則2Z1786341I重新計算中心距MMZAN3114COS25COS2將中心距圓整為12按圓整后的中心距修正螺旋角361581257ARCOS2ARCOS1ZN因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正KHZ驗算中心距1271520COSCOS36NOZMAM所以中心距滿足要求；3計算大、小齒輪的分度圓直徑MMZDN0182365COS742214計算大、小齒輪的齒根圓直徑DNF251782018234215計算齒輪寬度MBD431圓整后?。籅52015驗算NDTFT243097621BKTA1085合適、設計低速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2材料選擇。小齒輪材料為40鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。3運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4選小齒輪齒數(shù)Z124，大齒輪齒數(shù)Z2取LI80。2Z2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式109A進行試算，即32112HEDTTZUTKD1確定公式各計算數(shù)值1試選載荷系數(shù)3TK2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T95510P/N955102655/66574380861515NM3由表107選取齒寬系數(shù)D4由表106查得材料的彈性影響系數(shù)2/189MPAZE5由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H501LIM大齒輪的接觸疲勞強度極限AI3826由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)91107101746506HNJLN992328/77由圖1019曲線1查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)，981HNK0412HN8計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)為S1，由式1012得MPASKHNH45680981LIM123942LI2計算1試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值TD1HMDT03572398143806212計算圓周速度VSNT/1067506213計算齒寬BMDT035714計算齒寬與齒高之比BHZMTNT82416035/7/352HBMNT5計算載荷系數(shù)K根據(jù)，7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)SMV/91081VK假設，由表103查得NBFTA/0H由表102查得使用系數(shù)251AK由表104查得210357123016082BKDH由圖1013查得7FK故載荷系數(shù)1250814298AVH6按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010A得331/5709/69TTDM7計算模數(shù)1/642/MZ3按齒根彎曲強度設計由式105得彎曲強度的設計公式為321FSDNYZKTM1確定公式內(nèi)的計算數(shù)值1由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限140FEMPA大齒輪的彎曲疲勞強度極限232由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，1092FNK2096FN3計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)為S14，由式1012得11428914FNEMPAAS2209633K4計算載荷系數(shù)15817849AVF5查取齒形系數(shù)由表105查得，62AY2FA6取應力校正系數(shù)由表105查得581S217SA7計算大小齒輪的，并比較FAY126580149793FASFY大齒輪的數(shù)據(jù)大2設計計算321849061796MM對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)166，并就近圓整為標準值2。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有，16492D1/6492/36ZDM取3Z大齒輪齒數(shù)取21381092IZ204幾何尺寸計算1計算分度圓直徑123260DZMM2計算齒根圓直徑122535612FDZ3計算中心距12/60/143AM將中心距圓整后取。A4計算齒寬1DB取270BM1755驗算1238061542TTFND57/10/ATKMB合適六中間軸（軸）1中間軸上的功率2268,N6574/MINPKWR轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2347TNM2求作用在齒輪上的力高速大齒輪22384721TANTAN01596COSCOS3T428TTROATFND低速小齒輪2317165TAN8TAN2043TORTFND3初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取，于是由式152初步估算軸的最小直徑0OA3MIN2/1682/57410ODPM中間軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大1015，取增大12得，圓整的。這是安裝軸承處軸的最小直徑,由高IN96MIND1D速級軸知。135D4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1初選型號6207的深溝球軸承參數(shù)如下，基本額定動載荷72DB42AD65ADM基本額定靜載荷，故。軸段1和5RCKN13ORCKN153D5的長度相同,故取。1539L2軸段2上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取21D。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠40DM緊,軸段2的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬2L，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段3的直15B43徑,軸肩高度,取，。DH10746M310L3軸段4上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取4D5。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠0DM緊,軸段4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬4L，取。75BM473L取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，152LM268367LM4參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖93。0154圖93中間軸的結(jié)構布置簡圖5軸的受力分析、彎距的計算1計算支承反力在水平面上2331242867158670,29TTBAHFLMN31529BTTAH在垂直面上2213120,7RARBVDFLLN26AN故2368AVRBVRFFN總支承反力22279517AHB22236896584BVAFFN2計算彎矩在水平面上217295370AHMFLNM3386819B在垂直面上33275263BVL216819AMFNM24VAD故222223759013678AHVNM合2249M合22333851BHV合3計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖2847TNM4）計算當量彎矩22222376803847153MTNM合3259169合6作受力、彎矩和扭矩圖圖94軸受力、彎矩和扭矩圖七滾動軸承的選擇和計算1校核軸承A和計算壽命徑向載荷2223687938RAHVFN軸向載荷216AAFN,查表135得X1,Y0,按表136,取/0ARE210PF,故1PF1723801679APRAAPFXYFN因為，校核安全。257ACNR該軸承壽命663320058419742RHALHNP2校核軸承B和計算壽命徑向載荷222869RBHVFN當量動載荷，校核安全19547570PRRFC該軸承壽命66332002498RBHBCLHNP查表133得預期計算壽命，故安全。1HBHAL八選用校核鍵1低速級小齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型），小齒輪軸端直徑D40MM,，小齒輪齒寬B75MM，。28BH56LMMK45056124LLB由式61，370934PTMPAKD查表62，得，鍵校核安全0P2高速級大齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型），大齒輪軸端直徑D40MM，大齒輪齒寬B45MM，。8BH40LMMK45040128LLB由式6，237PTMPAKD查表62，得，鍵校核安全P8按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，3處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面，36429MNM3847TNM10BP33164291030BMDM所以滿足要求根據(jù)式155，并取，232331240056DTWM22223696387/1450AMTMPA由表查得，校核安全。MPA131九聯(lián)軸器的選擇1、選用類型及型號為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，軸選型號LT5，軸選型號LT6。2、校核1）、軸上聯(lián)軸器計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩取,CAATKT15A196TNM入15963738CANM軸轉(zhuǎn)速N2880R/MIN軸徑D28MM從彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T43232002）查得LT5公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速N4600R/MIN2NTNM軸徑為2535MM之間CANN聯(lián)軸器合用2）、軸上的聯(lián)軸器計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩取,CAATKT15AK1240NM3入5186301863CATNMNM軸轉(zhuǎn)速N20004R/MIN軸徑D32MM從彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T43232002）查得LT6公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速N3800R/MIN20NNM軸徑為3242MM之間CANTN聯(lián)軸器合用十潤滑密封設計（1）齒輪的潤滑除少數(shù)低速（V05M/S）小型減速器采用脂潤滑外，絕大多數(shù)減速器的齒輪都采用油潤滑。本設計高速級圓周速度V12M/S，采用浸油潤滑。為避免浸油潤滑的攪油功耗太大及保證輪赤嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，一般浸油深度以浸油齒高為適度，但不應小于10MM。浸油潤滑的油池應保持一定的深度和貯油量。油池太淺易激起箱底沉查和油污。一般齒頂圓至油池底面的距離不應小于3050MM。為有利于散熱，每傳遞1KW功率的需油量約為03507L。齒輪減速器的潤滑油黏度可按高速級齒輪的圓周速度V選取V25可選用中極壓齒輪油N320。（2）軸承的潤滑當減速器中浸油齒輪的圓周速度V152M/S時，油飛濺不起來，應選用脂潤滑。十一箱體結(jié)構的設計減速器的下箱體采用鑄造（HT200）箱蓋采用HT150制成，采用剖分式結(jié)構為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合67ISH1機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12M/S，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40MM為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為RA633機體結(jié)構有良好的工藝性鑄件壁厚為8，圓角半徑為R3。機體外型簡單，拔模方便4對附件設計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(qū)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M6緊固B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(cè)，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。C油標油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)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D通氣孔由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，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(nèi)為壓力平衡E蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)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(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度G吊鉤在機蓋上直接鑄出