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1、邵 陽 學 院機械設計課程設計課 題 名 稱 帶式輸送機傳動裝置 學 生 姓 名 學 號 0540718066 系 、專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指 導 教 師 職 稱 2007年 12 月 30 日前 言機械設計課程設計是培養(yǎng)學生具有設計能力的技術基礎課。機械設計課程設計則是機械設計課程重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。通過課程設計實踐，可以樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設計課程和有其他先修課程的理論與生產實際知識去分析及解決機械設問題的能力。 機械設計工作，可以分為計算和結構設計兩部分，它們是緊密相關、互相聯(lián)系的。機械設計完成的圖紙表示的是機械的結構，按圖紙加工出的機器，應具有

2、使用者要求的性能。所以，機械設計和加工者直接接觸的是機械的結構。為了使機械結構具有要求的性能、工作可靠、經(jīng)濟實用，在很多情況下要進行計算。計算做為結構設計的依據(jù)，而計算數(shù)據(jù)必須以機械結構為對象，如強度計算必須知道機械的有關結構尺寸，運動學計算必須知道機械的機構方案，計算結果對這些部分有重要的指導作用。因此，在機械設計中結構設計和計算常是互相交叉、反復進行的。目 錄 第1章 設計任務書 3第2章 電動機的選擇 4第3章 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5第4章 皮帶輪傳動的設計計算 7第5章 齒輪傳動的設計計算 9第6章 軸的設計計算 13第7章 滾動軸承的選擇與校核 22第8章 鍵的選擇與校核 24

3、第9章 箱體的設計 25第10章 潤滑和密封的設計 27第11章 設計總結 28第12章 參考文獻 29第1章 設計任務書1.1 設計帶式輸送機的傳動裝置原始數(shù)據(jù)：輸送帶工作拉力：F=2300 F/N；輸送帶工作速度：v=1.5m/s；滾筒直徑：D=400mm；每日工作時數(shù)：T=24h；傳動工作年限：a=5；注：傳動不可逆轉，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的1.25倍，輸送帶速度允許誤差為5%。設計工作量：1設計說明書1份；2.減速器裝配圖1張（A0或A1）；3零件工作圖13張。第2章 電動機的選擇2.1電動機的選擇2.1.1選擇電動機的類型。按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。2.1

4、.2選擇電動機的容量：標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。2.1.2.1工作機的有效功率為：2.1.2.2電動機到工作機輸送帶間的總效率為： = 1233451、2、3、4、5分別為帶、軸承、齒輪、聯(lián)軸器、滾筒的傳動效率。 查表得1=0.96 ，2=0.98 ，3=0.97，4=0.99，5=0.96。 所以=0.960.9830.970.990.96 =0.852.1.2.3電動機所需工作功率為： 2

5、.1.2.4確定電動機的轉速取齒輪傳動一級減速器傳動比的范圍i1=36。取V帶傳動比i2=24。則總的傳動比 i= i1i2=624。工作機卷筒的轉速為：電動機轉速的可選范圍為： 符合這一范圍的同步轉速有720r/min，1000r/min和1500r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型，容量，轉速，由課程設計指導書表14.1選定電動機型號為Y132M-6，其主要性能如下： 電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/min)起動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y132-65.59602.0

6、2.0第3章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.1計算傳動裝置的總傳動比i 并分配傳動比。3.1.1總傳動比i 為：3.1.2分配傳動比：因為當傳動裝置由普通V帶傳動和齒輪減速器組成時，帶的傳動比不宜過大，否則會使大帶輪的外圓半徑大于齒輪減速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調或安裝不方便。初選齒輪的傳動比為i1=5。則V帶的傳動比為：3.2計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)3.2.1各軸的轉速。軸：軸：軸：軸：滾筒軸：3.2.2各軸的輸入功率：3.2.3各軸的輸入轉矩為：電動機輸出轉矩為： 軸：軸：軸：軸：滾筒軸： 將上述計算結果匯總于下表，以備查用：軸名功率P/kw轉矩T/(Nmm)轉速n/(r/min)傳

7、動比i電動機4.064.041049601軸4.064.041049602.666軸3.901.03105360.11軸3 .901.03105360.15軸3.714.92105721滾筒軸3.534.7710572 第4章 皮帶輪傳動的設計計算4.1由任務書知選擇普通V帶進行傳動由課本表5-8查得V傳動的工作情況系數(shù) KA為：KA=1.18+0.2=1.38PC= KA P=1.385.5=7.59kw由PC=7.59kw，nm=960r/min.和課本圖5-10得：應選用A型V帶。4.2確定帶輪基準直徑。由課本表5-10知A型V帶的最小直徑為75mm，則初選dd1=100mm。4.3驗算

8、帶速。v 在5-25m/s之間，滿足帶速要求。4.4計算從動帶輪的基準直徑。 按帶輪基準直徑系列取dd2 =265mm，則實際傳動比為：傳動比誤差相對值為：因為 1.28%1200,所以滿足要求。4.7確定V帶的根數(shù)： 由課本表5-6得：P0=0.95由課本表5-9得：P0=0.11由課本表5-11得：k=0.0.96由課本表5-12得：kl=1.01取z=8根。4.8計算帶的張緊力和壓軸力。單根帶的張緊力為：由課本表5-2得q=0.10kg/m帶輪的壓軸力為：第5章 齒輪傳動的設計計算5.1選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù)。由工作條件及課本表6-5，表6-6。選擇小齒輪的材料為40Cr調

9、質處理，硬度241286HBS，B=686MPa，S=490MPa；大齒輪的材料為45鋼，調質處理，硬度197255HBS，B=608MPa，S=314MPa；由課本，表6-3和表6-4選7級精度。取小齒輪齒數(shù)z1=20，則大齒輪齒數(shù)為：z2=i1z1=520=100實際從動軸的速度為：轉速相對誤差為合格。5.2按齒面接觸疲勞強度設計。轉矩T1=1.03105 Nmm由課本表6-10，軟齒面齒輪，對稱安裝，查得齒寬系數(shù)d=0.81.4，取d=1.0。由表6-7查得使用系數(shù)KA =1.00。由圖6-8，按齒輪在兩軸承中間對稱布置，取K =1.07。由表6-8，按齒面未硬化，直齒輪，7級精度。 初

10、步確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5，重合度Z=0.9,由表6-9確定彈性系數(shù)ZE=1齒面接觸許用應力為：由圖6-22，查取齒輪材料疲勞極限應力：Hlin1=780MPa, Hlim2=550MPa.小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1rtn=60360.11243655=9.46108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2=60n2rtn=6072.021243655=1.89108由表6-11求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)ZN由圖6-23查取工作硬化系數(shù)ZW=1.15。由表6-12查取安全系數(shù)SH=1；取小齒輪寬度b1=55mm,大齒輪的寬度b2=50mm；取m=2.5mm強度足夠。齒輪分度圓直徑：d1=mz1=2

11、.520=50mm；d2=mz2=2.5100=250；按計算結果校核前面的假設是否正確：齒輪節(jié)圓速度：原假設合理。K=1.0 ，由：齒輪接觸疲勞強度安全。5.3按齒根彎曲疲勞強度校核。計算公式按課本（6-11）由圖6-18查得，小齒輪齒形系數(shù)YFa1=2.9大齒輪齒形系數(shù)YFa2=2.22。由圖6-19查得，小齒輪應力修正系數(shù)YSa1=1.56，大齒輪應力修正系數(shù)YSa2=1.8。由圖6-12查得a1/z1=0.038，a2/z2=0.0085。代入z1=20，z=100 得：a1=0.76 ， a2=0.85 ，a=a1+a2=0.76+0.85=1.61由圖6-20查得：重合度Y=0.7

12、。計算彎曲疲勞許用應力F按圖6-24查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力：Flim1=320MPa, Flim2=250MPa。由表6-13：由圖6-25查取尺寸系數(shù)YX=1，由式（6-14）取YST=2。彎曲疲勞強度安全系數(shù)SF按表6-12取SF=1.23。應按大齒輪校核齒輪的彎曲疲勞強度。故彎曲疲勞強度足夠。5.4 計算齒輪傳動的中心距a。5.5計算齒輪的圓周速度v第6章 軸的設計計算6.1輸入軸的設計計算6.1.1按扭矩初算軸徑。選用40Cr，調質處理，硬度241286HBS，材料力學性能數(shù)據(jù)為：b=735MPa，s=539MPa。根據(jù)課本公式（2-44）查表，取C=115，則：考慮到有鍵槽，將

13、直徑增大5%，則：d=(1+5%)26.72mm。取d=30mm。6.1.2軸的結構設計。根據(jù)軸的受力，選取6型滾動軸承，為便于裝配，取裝軸承處的直d1=35mm，裝齒輪處的軸徑d2=40mm，考慮到小齒輪分度圓的直徑d1=50mm。故將軸改做成齒輪軸。初選滾動軸承為6307，其寬度B=21mm。根據(jù)結構要求，先選定d1=32mm，d2=36mm，d3=d5=38mm，d6=d2=36mm，d4處的分度圓直徑為50mm。 6.1.3軸上受力的分析，如圖所示：下頁圖一6.1.3.1軸傳遞的轉矩：T1=1.03105Nm齒輪的圓周力6.1.3.2畫出水平面的受力圖，計算支點反力。畫出水平彎矩圖，如

14、圖一所示：支點反力： B點彎矩 MBH =14970=10430NmmA點彎矩 MAH =2432110=267520Nmm 圖一6.1.3.3畫出垂直面的受力圖，計算支點反力。畫出垂直彎矩圖，如圖二所示：B點彎矩：MBV=75070=52500Nmm6.1.3.4合成彎矩：MA=MAH=267520 Nmm 6.1.3.5畫出轉矩圖。6.1.3.6計算A、B的當量彎矩，畫出當量彎矩圖。6.1.3.7校核軸的強度，根據(jù)彎矩大小及軸的直徑選定A、B兩截面進行校核。45鋼B=650MPa,按表2-7用插值法-1b=88.6MPa。A截面當量彎曲應力：B截面當量彎曲應力：A、 B兩截面均安全。6.1

15、.3.8安全系數(shù)校核：由于該減速機軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應力，轉矩引起的為脈動循環(huán)的切應力。彎曲應力幅：a =A=58MPa彎曲平均應力 m=0MPa查有關手冊得：k=2.62 =0.92 =0.88 由式（2-21）得：切應力幅：查有關手冊得：k=1.89 =0.92=0.2 =0。88由式（2-21）得：復合安全系數(shù)由式（2-31）得：查表得：S=1.3 SS 該軸A截面安全。經(jīng)相同的計算可得B截面安全。故軸的強度安全。6.2輸出軸的設計計算6.2.1按扭矩初算軸徑。選用45鋼，調質處理，硬度217255HBS，材料力學性能數(shù)據(jù)為：b=650MPa，s=360MPa，-1=270MP

16、a，-1=155MPa，E=2.15105MPa。根據(jù)課本公式（2-44）查表，取C=115，則：考慮到有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=(1+5%)42.8=44.94mm取d=50mm。6.2.2軸的結構設計。6.2.2.1單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體的中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪右面用軸肩定位，左面用套筒定位，周向定們采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定們則用過渡配合。6.2.2.2確定軸的各段直徑和長度。根據(jù)軸的受力，初選6型軸承，為了便于裝配，取裝軸承處的直徑d1=55mm，裝齒輪處的直徑d2=60mm，由輸入軸知a=b=70mm。初選6311型軸承，其寬度B

17、=29mm。 6.2.3選擇聯(lián)軸器：考慮到起動時的過載，聯(lián)軸器工作情況系數(shù)K=1.5，則聯(lián)軸器計算轉矩為：根據(jù)工作要求選取柱銷聯(lián)軸器，由d=50和Tc=738Nm選取聯(lián)軸器的型號為（指導書P132 表13.1）HL4聯(lián)軸器 其允許的最大轉矩Tp=315Nm 6.2.4軸的結構圖及受力分析圖：圖二6.2.4.1軸傳遞的轉矩：T2=4.92105 Nmm=492Nm；齒輪的周向力：6.2.4.2畫出水平面的受力圖，計算支點反力。畫出水平彎矩圖支反力：B點彎矩：MBH=-196870=137760Nmm6.2.4.3畫出垂直面的受力圖，計算支點反力。畫出垂直彎矩圖；B點彎矩：MBV=716.370=

18、50141Nmm6.2.4.3合成彎矩：6.2.4.4畫出轉矩圖。6.2.4.5計算B的當量彎矩，畫出當量彎矩圖。6.2.4.6校核軸的強度，根據(jù)彎矩大小及軸的直徑選定B截面進行校核。45鋼B=650MPa,按表2-7用插值法-1b=60MPa。B截面當量彎曲應力：因B截面處有鍵槽，故查課本附錄表7可得抗彎截面系數(shù)W和抗扭截面系數(shù)WT計算公式及計算結果為：按軸直徑d=60mm由手冊查鍵槽尺寸，初選b=18, t=7；B截面的當量彎曲應力：故B截面安全。6.2.4.7安全系數(shù)校核：由于該減速機軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應力，轉矩引起的為脈動循環(huán)的切應力。彎曲應力幅：a =B=18.1MPa彎曲

19、平均應力 m=0MPa查有關手冊得：k=2.62 =0.92 =0.81；由式（2-21）得：切應力幅：查有關手冊得：k=1.89 =0.92=0.2 =0。88由式（2-21）得：復合安全系數(shù)由式（2-31）得：查表得：S=1.5 SS 故軸的強度安全。第7章 滾動軸承的選擇與校核7.1正常情況下，軸承的壽命：由工作需要的要求得：軸承的使用時間為Lh =536524=43800h軸承1；查課本表(9-8)，取載荷系數(shù)fp=1.2。根據(jù)已知條件，預選軸承6307：現(xiàn)將計算步驟和結果列于下表：計算步驟及內容計算結果1查手冊查出Cr值(GB/T276-1994)2FCH=149N FAH=6403

20、N FCV=750N FCH=750N3計算：4由課本公式（9-7）當量載荷P=fpFr得： P=6446.81.2=7736.2N5轉速n=360r/min6由式（9-10）計算軸承的壽命： 7結論：因為372643800，不符合要求，要改用其他的Cr=33400NFA=6446.8NP=7736.2N372643800 符合要求。Cr=62000NP=7736.2N47699.443800軸承1；查課本表(9-8)，取載荷系數(shù)fp=1.2。根據(jù)已知條件，預選軸承6311：計算步驟及內容計算結果1查手冊查出Cr值(GB/T276-1994)2FCH=149N FAH=6403N FCV=75

21、0N FCH=750N3計算：4由課本公式（9-7）當量載荷P=fpFr得： P=2097.31.2=2513.2N5轉速n=72r/min6由式（9-10）計算軸承的壽命： 7結論：因為 535378643800 符合要求。Cr=71600NP=2513.2N535378643800第8章 鍵的選擇與校核 在工作軸中，鍵的選擇大小由軸的大小確定，校核公式為：8.1輸入軸上鍵的選擇及校核。輸入軸的輸入端要求與大帶輪聯(lián)接。根據(jù)軸徑d=30mm。初選A型平鍵。b =8mm,h=7mm,L=50mm。即：鍵 8100 GB/T1096。L=L-b=50-8=42mm.K=0.5h=0.57=3.5m

22、m查課本表13-1，得輕微沖擊載荷時，鍵聯(lián)接的許用擠壓應力p=100120MPa。所以鍵的擠壓強度足夠。8.1.1輸出軸上鍵的選擇及校核。輸出軸上開有兩個鍵槽，分別與齒輪及聯(lián)軸器聯(lián)接。8.1.1.1與齒輪聯(lián)接的鍵，選擇C型，根據(jù)軸徑d=60mm。查手冊得 bh=1811,即鍵寬為18，鍵寬為18，鍵高為11，取標準長度為L=40mm，所以l=L-b=40-18/2=31mm。k=0.5h=0.511=5.5mm。所以鍵的擠壓強度足夠。 8.1.1.2與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵，選擇C型，根據(jù)軸徑d=50mm。查手冊得bh=149, 即鍵寬為14，鍵寬為9，取標準長度為L=100mm，所以l=L-b=10

23、0-14/2=93mm。k=0.5h=0.59=4.5mm。所以鍵的擠壓強度足夠。第9章 箱體的設計9.1箱體的基本結構設計。箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。9.2箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵，砂型鑄造。9.3箱體各部分的尺寸：箱體參數(shù)表1：名 稱稱 號一級齒輪減速器計算結果機座壁厚0.025a+1mm

24、8mm8機蓋壁厚10.02a+1mm8mm8機座凸緣厚度b1.512機蓋凸緣厚度b11.512機座底凸緣厚度p2.5地腳螺釘直徑df0.036a+12mm20地腳螺釘數(shù)目na 250mm4軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df16機座與機蓋連接螺栓直徑d2(0.50.6) df12連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200mm軸承端螺釘直徑d3(0.40.5) df10窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4) df8定位銷直徑d(0.70.8) d29df、d1 、d2至外機壁距離c1見表2d1 、d2至緣邊距離c2見表2軸承旁凸臺半徑R1c2凸臺高度h根據(jù)低速軸承座外徑確定50外機壁到軸承端面距離l1c1+

25、 c2+(58)mm50內機壁到軸承端面距離l2+ c1+ c2+(58)mm58大齒輪齒頂圓與內機壁距離11.210齒輪端面與內機壁的距離2機蓋、機座肋厚m1、mm10.851，m0.857軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+(55.5) d3110 / 130軸承端蓋凸緣厚度e(11.2) d310軸承旁連接螺栓距離s盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準表2：連接螺栓扳手空間c1 、c2值和沉頭座直徑螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M30c1min13161822263440c2min11141620242834沉頭座直徑20242632404860第10章 潤滑和密封的設計10.

26、1潤滑齒輪采用浸油潤滑,軸承采用脂潤滑。 齒輪圓周速度v5m/s所以采用浸油潤滑；軸承Dpwn=1.26104 (23) 105 所以采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度H1 對于圓柱齒輪一般為1個齒高，但不應小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到油池的距離為50mm。換油時間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。10.2密封減速器

27、需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內側、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。 10.2.1軸伸出處的密封作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結構簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。 10.2.2軸承內側的密封該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進入軸承內，破壞脂的潤滑效果。 10.2.3箱蓋與箱座接合面的密封的接合面上涂上密封膠。 10.3附件的設計 10.3.1窺視孔蓋和窺視孔為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、

28、齒側間隙及向箱內注油等，在箱蓋頂部設置便于觀察傳動件嚙合的位置并且有足夠大的窺視孔，箱體上窺視孔處應凸出一塊，以便加工出與孔蓋的接觸面。 10.3.2排油孔、放油油塞、通氣器、油標為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部設有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放，平時排油孔用油塞及封油墊封住。本設計中采用螺塞M162 。 為了檢查減速器內的油面高度，應在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位設置油標。 10.3.3吊耳和吊鉤為了拆卸及搬運減速器，應在箱蓋上鑄出吊耳環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤，吊鉤和吊耳的尺寸可以根據(jù)具體情況加以修改。第11章 設計總結 經(jīng)過近三個星期的努力，這次課程設計

29、終于完成了，通過這次課程設計學到了很多東西，鞏固和復習了前面所學的知識，對機械設計這個專業(yè)有了更深的了解和認識，明白了許多設計中應當注意到的問題，為以后的設計工作打下了基礎。 由于時間緊迫，本次設計能夠順利的完成，首先要感謝鄧清芳老師對我的多次指導，鄧老師給我及時、詳細、耐心的講解，使我能夠明白課程設計中應當請注意的問題，以便使我的遇到困難時能盡快的解決。其次同學們的討論和提示也給了我不少的幫助，在此謝謝大家啦。 同時也要感謝學校為我們提供了良好的教學環(huán)境，為我們設計提供了硬件支持和提供了各種參考資料。第12章 參考文獻參考文獻1 吳宗澤主編機械設計北京：高等教育出版社，20012 宋寶玉主編，吳宗澤主審機械設計課程設計指導書，北京：高等教育出版社，20063 孫恒、陳作模主編機械原理第七版北京：高等教育出版社，20064 裘文言、張祖繼、瞿元賞主編機械制圖高等教育出版社，20055 劉鴻文主編簡明材料力學高等教育出版社，20066 吳宗澤、羅國圣主編機械設計課程設計手冊北京：高等教育出版社，200630