1、課 程 設 計 課程名稱 機械設計基礎 題目名稱 帶式運輸機傳動裝置 學生學院 專業(yè)班級 學 號 學生姓名 指導教師 200 年 月 日目 錄機械設計基礎課程設計任務書.1一、傳動方案的擬定及說明.3二、電動機的選擇.3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4四、傳動件的設計計算.6五、軸的設計計算.15六、滾動軸承的選擇及計算.23七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.26八、高速軸的疲勞強度校核.27九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇.30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇.31參考資料目錄題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院專業(yè)班級姓 名學 號一、課程設計的內(nèi)容設計一帶式運輸機傳動裝置（見

2、 圖1）。設計內(nèi)容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機傳動裝置圖2 參考傳動方案二、課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運輸帶工作拉力： T= 450NmkN； 2運輸帶工作速度： v = 0.8m/s； 3卷筒直徑： D =350mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量。三、課程設計應完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）；3設計說明書 1份。四、課程設計進程

3、安排序號設計各階段內(nèi)容地點起止日期一設計準備: 明確設計任務；準備設計資料和繪圖用具教1-201第18周一二傳動裝置的總體設計: 擬定傳動方案；選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力參數(shù)傳動零件設計計算:帶傳動、齒輪傳動主要參數(shù)的設計計算教1-201第18周一至第18周二三減速器裝配草圖設計: 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結(jié)構(gòu)設計；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強度計算;減速器箱體及附件的設計教1-201第18周二至第19周一四完成減速器裝配圖: 教1-201第19周二至第20周一五零件工作圖設計教1-201第20周周二六整理和編寫設計計算說明書教1-201第20周周三至周四七課程設計答辯工字2-617第

4、20周五五、應收集的資料及主要參考文獻1 孫桓, 陳作模. 機械原理M. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良貴, 紀名剛. 機械設計M. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信遠. 機械設計/機械設計基礎課程設計M. 北京：高等教育出版社，1995.4 機械制圖、機械設計手冊等書籍。發(fā)出任務書日期：2008年 6 月23日 指導教師簽名： 計劃完成日期： 2008年 7 月11日 基層教學單位責任人簽章：主管院長簽章：設計計算及說明結(jié)果一、傳動方案的擬定及說明傳動方案給定為三級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便

5、選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即二、電動機選擇1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的三項異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)2電動機容量1) 卷筒的輸出力F=T/r=2571.438N卷筒軸的輸出功率 2) 電動機輸出功率d 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：彈性聯(lián)軸器；滾子軸承；圓柱齒輪傳動；卷筒軸滑動軸承；V帶傳動=0.96則故 3電動機額定功率由1表20-1選取電動機額定功率4電動機的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍，則

6、電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為可見只有同步轉(zhuǎn)速為960r/min的電動機均符合。選定電動機的型號為Y132S-6。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速HDXEY132S-63KW1000r/min132M38X805、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比=n0/nw=21.982)、分配傳動比 假設V帶傳動分配的傳動比，則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比=二級減速器中：高速級齒輪傳動比i低速級齒輪傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸、軸。各軸轉(zhuǎn)速為：2各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)將

7、計算結(jié)果匯總列表備用。項目電動機高速軸中間軸低速軸N轉(zhuǎn)速（r/min）960480124.6743.74P 功率（kW）2.492.392.292.13轉(zhuǎn)矩T(Nm)47.55465.05i傳動比23.852.85效率0.960.990.97四、傳動件的設計計算1設計帶傳動的主要參數(shù)。已知帶傳動的工作條件：單班制（共8h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=2.49kw小帶輪轉(zhuǎn)速 大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比。設計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經(jīng)按選擇了V帶傳動，所以帶的設計按V帶傳動設計方法進行）1）、計算功

8、率 =2)、選擇V帶型 根據(jù)、由圖8-10機械設計p157選擇A型帶（d1=112140mm）3）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準直徑，由（機械設計p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑（2）、驗算帶速v 因為5m/s19.0m/s90 包角滿足條件（6）.計算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達的功率 根據(jù)=960r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=3.04kw單根v帶的傳遞功率的增量 已知A型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=960r/min 轉(zhuǎn)動比 i=/=2 查表8-4b得=0.35kw計算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù)=

9、0.99=(+)=(3.04+0.35) 0.960.99=5.34KWZ= =7.29/5.34=1.37 故取2根.（7）、計算單根V帶的初拉力和最小值500*+qVV=190.0N對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=285N對于運轉(zhuǎn)后的V帶,初拉力為:1.3=247N（8）計算帶傳動的壓軸力=2Zsin(/2)=754N（9）.帶輪的設計結(jié)構(gòu)A.帶輪的材料為:HT200B.V帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式. C結(jié)構(gòu)圖 （略）2、齒輪傳動設計 選擇斜齒輪圓柱齒輪先設計高速級齒輪傳動1）、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(HB=350HBS),8級精度,查表1

10、0-1得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS2)、按齒面接觸強度計算:取小齒輪=22，則=，=223.85=84.7，取=86并初步選定11確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.425c.由圖10-26查得, ,則d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:。確定需用接觸應力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查

11、表9-5得齒輪接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90 =0.96 =/S=540 Mpa= /S=528 Mpa=(+)/2=543 Mpa3）、計算（1)計算齒寬B及模數(shù)B=d=1X51.9mm=51.9mm=cos/=2.038mmH=2.25=5.19mmB/H=51.9/5.19=10（3）、計算縱向重合度=0.318dtan=1.704（4）、計算載荷系數(shù)由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得:故載荷系數(shù)（5）、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式1010a 得 =44.89m

12、m（6）、計算模數(shù)= Cos/Z1=1.99mm4）、按齒根彎曲強度設計由式10-17(1)、計算載荷系數(shù):(2)、根據(jù)縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)(3)、計算當量齒數(shù)齒形系數(shù) ，（4）、由1圖10-5查得由表10-5 查得由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.85,=0.88計算彎曲疲勞應力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得:=/S=303.57 MPa=/S=238.86 MPa（5）、計算大小齒輪的，并比較 且，故應將代入1式（11-15）計算。（6）、計算法向模數(shù)對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需

13、按分度圓直徑=44.89mm來計算應有的數(shù),于是有:取2mm；（7）、則，故取=22.則=8.47，取（8）、計算中心距 取a1=110mm（9）、確定螺旋角 （10）、計算大小齒輪分度圓直徑:=（11）、確定齒寬 取5）、結(jié)構(gòu)設計。（略）配合后面軸的設計而定低速軸的齒輪計算1）、選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相同）(HB=350HBS),8級精度,查表10-1得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS2）、取小齒輪=37，則=105 取=105，初步選定113）、按齒面接觸強度計算:確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比

14、較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c.由圖10-26查得則d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩: 確定需用接觸應力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應力循環(huán)系數(shù) i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96 =0.97 =/S=576Mpa= /S=533.5 Mpa=(+)/2=554.8 Mpa4）、計算（1）、計算齒寬b及模數(shù)B=

15、d=1X65.87=65.87mm=cos/ =1.75mmH=2.25=3.93mmb/h=16.76(3)、計算縱向重合度=0.318dZ1tan=1.704a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得:故 載荷系數(shù) K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4）、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得 =75.58mm（5）計算模數(shù)= cos/=2.005mm5）、按齒根彎曲強度設計 由式10-17a上式中b根據(jù)縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.85c計算當量齒數(shù)齒形系數(shù) ，由1圖10-5查得由圖10-20C但得=500

16、MPa =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.86,=0.89d計算彎曲疲勞應力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPae比較 且，故應將代入1式（11-15）計算。f法向模數(shù)對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=75.58mm來計算應有的數(shù),于是有:取2mm 37.則g中心距 取a1=145mmh確定螺旋角 i計算大小齒輪分度圓直徑:=J 齒寬 取4)、齒輪結(jié)構(gòu)設計，（略）配合后面軸的設計而定五、軸的設計計算為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為1高速軸設計1

17、）按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑高速軸為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=23.91mm。故取=26mm高速軸工作簡圖如圖(a)所示首先確定個段直徑A段：=26mm 有最小直徑算出）B段：=30mm，與軸承配合，取軸承內(nèi)徑C段：=36mmD段：=50mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據(jù)課程設計指導書p116G段， =30mm, 與軸承配合，取軸承內(nèi)徑第二、確定各段軸的長度A段：=1.6*26=43.6mm,圓整取=44mmB段：=88mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后取8

18、8mmC段：=70mm, D段：，齒輪的齒寬E段：=36mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已定長度后圓整得=36mm軸總長L=290mm2、軸的設計計算1）、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=38.75mm。根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，軸的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初選角接觸軸承7208C，故取=40mm軸的設計圖如下：首先，確定各段的直徑A段:=40mm,與軸承配合F段：=40mm，與軸承配合E段：=42mm，齒輪軸上齒輪的分度圓直徑B段：=44mm, 非定

19、位軸肩，與齒輪配合C段：=80mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑然后確定各段距離：A段： =18mm, 考慮軸承寬度與擋油盤的長度B段：=21mm,根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度C段：=64mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬E段：=10mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定）F段：=44mm，考慮了軸承長度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離D段：=42mm, 考慮軸承寬度與擋油盤的長度3、軸的設計計算輸入功率P=2.13KW,轉(zhuǎn)速n =43r/min,T=46505Nmm軸的材料選用40Cr（調(diào)質(zhì)），可由表15-3查得=110所以軸的直徑: =34.65mm。因為軸上有兩個鍵槽，故最小直徑加大1

20、2%，=38.80mm。由表13.1(機械設計課程設計指導書)選聯(lián)軸器型號為LH3軸孔的直徑=40mm長度L=84mm軸設計圖 如下：首先，確定各軸段直徑A段: =60mm, 與軸承（角接觸軸承7312C）配合B段: =62mm,齒厚C段: =70mm,定位軸肩，取h=4mmD段: =66mm, 非定位軸肩，h=2mmE段: =60mm, 與軸承（角接觸軸承7312C）配合F段: G段: =40mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段: =45mm,由軸承寬度和擋油盤尺寸確定B段: =56mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝C段: =9mm, 定位軸肩E段: =60mm, 考慮整體安裝尺寸

21、F段: =82mm,軸承寬度G段: =82mm,聯(lián)軸器孔長度軸的校核計算,第一根軸:求軸上載荷已知：設該齒輪軸齒向是右旋，受力如右圖：由材料力學知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在C右邊W=0.1=9469=/W=14.49MPa70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!第二根軸求軸上載荷已知：設該齒輪軸齒向兩個都是左旋，受力如右圖：由材料力學知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在B右邊W=0.1=33774=/W=5.98MPa70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!第三根軸:求軸上載荷已知：設該齒輪齒向是右旋，受力

22、如圖：由材料力學知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在B右邊 算得W=19300=/W=19.77MPa70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!六、滾動軸承的選擇及計算1.軸軸承 型號為7206C的角接觸球軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125)軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松、2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天1班制.壽命36年.故所

23、選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125)角接觸球軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， N所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天1班制.壽命58年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 角接觸球軸承7212C的基本額定動載荷Cr=90.8KN,基本額定靜載荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5兩軸承派生軸向

24、力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天1班制.壽命52年.故所選軸承適用。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算鋼鑄鐵1軸上與帶輪相聯(lián)處鍵的校核鍵A1028，bhL=6620 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa=125MPa滿足設計要求2軸上大齒輪處鍵鍵 A1225，bhL=10836 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa滿足設計要求3軸上）聯(lián)軸器處采用鍵A，A1225，bhL=10836單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa2）聯(lián)接齒輪處采用A型鍵A 單鍵125Mpa滿足設計要求

25、八、高速軸的疲勞強度校核 第一根軸結(jié)構(gòu)如下：（1）判斷危險截面在A-B軸段內(nèi)只受到扭矩的作用，又因為e2m 高速軸是齒輪軸，軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕是確定的，所以A-B內(nèi)均無需疲勞強度校核。從應力集中疲勞強度的影響來看，E段左截面和E段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應力集中最為嚴重，截面E左端面上的應力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應力條件是一樣的，所以只需校核E段左右截面即可。（2）.截面右側(cè)：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)左截面上的扭矩T3為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)應力軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得：截面上理論應力系數(shù)按附表3-2查取。因經(jīng)查之為：；又由附

26、圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為：皺眉經(jīng)過表面硬化處理，即，則按式（3-12）及（3-12a）得到綜合系數(shù)為：；有附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：；又由3-1及3-2得到40Cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故可知道其右端面安全；同理可知：E段左端面校核為：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面IV上的扭矩T3為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)應力由表15-1查得：又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；有附表3-8用插值法查得：軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：；又由3-1及3-2得到40Cr的特性系數(shù)則

27、界面安全系數(shù)：故E段左端截面的左端面都安全！九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇1、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關系機座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm機蓋壁厚10.02a+3=6.06mm8mm,取8mm機座凸緣厚度b1.5=12mm機蓋凸緣厚度b11.5=12mm機座底凸緣厚度p2.5=20mm取30mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=12.288mm取16mm地腳螺釘數(shù)目na250mm,n=4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=13.15mm取8mm機蓋與機座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200mm取180mm軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df