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1、 機械課程設計 說明書 設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計 專業(yè)班級： 學生姓名： 學生學號： 指導教師： 時間：2013-1-17 （1） 引言…………………………………………………………………………………… （2） 設計題目……………………………………………………………………………… （3） 電動機的選擇………………………………………………………………………… （4） 傳動零件的設計和計算…………………………………………………………… （5） 減速箱結構的設計………………………

2、………………………………………… （6） 軸的計算與校核……………………………………………………………………… （7） 鍵連接的選擇和計算……………………………………………………………… （8） 聯(lián)軸器的選擇……………………………………………………………………… （9） 設計小結…………………………………………………………………………… （10） 參考文獻…………………………………………………………………………… 一、 引言 課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的主要環(huán)節(jié)。本次是設計一個錐齒 輪減速器，減速器是用于電動機和

3、工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。課程設計 內容包括：設計題目，電機選擇，運動學動力學計算，傳動零件的設計及計算， 減速器結構設計，軸的設計計算與校核。 錐齒輪減速器的計算機輔助機械設計，計算機輔助設計及計算機輔助制造 （CAM/CAD）技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術，通過本課題的 研究，將進一步深入的對這一技術進行深入的了解和學習。 減速器的設計基本上符合生產設計的要求，限于作者水平有限，錯誤之處在所難 免，望老師予以批評改正。 二、 設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計 1.

4、 傳動方案 錐齒輪減速器——開式齒輪 2. 帶式運輸機的工作原理 如圖20-1 3. 工作情況 1） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35度； 2） 使用折舊期：8年； 3） 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 4） 動力來源：電力，三相流，電壓380、220V； 5） 運輸帶速度允許誤差：5%； 6） 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 4.設計數(shù)據(jù) 運輸帶工作拉力F/N 運輸帶工作速度V/(m/s） 卷筒直徑D/mm 5 設計內容 1） 按照給定的原始數(shù)

5、據(jù)和傳動方案設計減速器裝置； 2） 完成減速器裝配圖1張； 3） 零件工作圖1-3張； 4） 編寫設計計算說明書一份。 三、電動機的選擇： （一）、電動機的選擇 1、選擇電動機的類型： 按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。 2、選擇電動機容量 ： 電動機所需的功率為： （其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。） 而KW, 所以KW 傳動效率分別為： 聯(lián)軸器效率 滾動軸承的效率 圓錐齒輪傳動效率 開式齒輪傳動效率 卷筒傳動效率 傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積,即： 所以

6、 3、確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速為 查表可得：一級圓錐齒輪減速器傳動比，一級開式齒輪傳動比，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉速的可選范圍為 根據(jù)這個查表可以選擇的電動機有以下幾種： 表1 方案 電動機型號 額定功率 P KW 電動機轉速 r/min 電動機重量 Kg 參考價格 元 傳動裝置的傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 齒輪傳動 減速器 1 Y132S– 4 5.5

7、1500 1440 68 2 Y132M2 – 6 5.5 1000 960 84 3 Y160M2– 8 5.5 750 710 119 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比可見第2個方案比較合適因此選定電動機型號為Y132M 2– 6，其主要性能如下表2： 表2 型號 額定功率 KW 滿載時 轉速r/min 電流 A 效率 % 功率因數(shù) Y132SM2– 6 5.5 960 2.0 2.0 電動機主要外形和安

8、裝尺寸列于下表： （二）、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 1、總傳動比 由選定的的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置的總傳動比為 = (1) 電動機型號為 ，滿載轉速 = ,且工作機主動軸轉速n = ,則由上面公式(1)可得： 2、分配傳動比 總傳動比為各級傳動比的乘積，即 (2) 設、分別為圓錐齒輪的傳動比和圓柱齒輪的傳動比，在圓錐齒輪減速器的傳動比范圍內 = 3 則由公式 （2）可得

9、 得 根據(jù)圓柱齒輪減速器的傳動比范圍可取4 ， 3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）、各軸轉速 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 (2)、各軸輸入功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 (3)、各軸輸入轉矩 電機軸輸出轉矩 所以各軸輸出轉矩為： Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸

10、 Ⅳ軸 軸名 效率P KW 轉矩T N*M 轉速 n r/m 傳動比 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 5.0 49.74 960 1 0.97 I軸 4.85 4.66 48.26 46.33 960 3 0.94 II軸 4.56 4.51 136.21 134.85 305.73 1 0.97 III軸 4.43 4.21 132.15 125.54 305.73 4.19 0.93 I

11、V軸 4.12 3.91 515.50 489.43 76.43 四、傳動零件的設計計算 （一）、選擇圓錐齒輪傳動的設計計算 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度，齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。 （2）材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 公式： （1）、確定公式內的各計算值 1

12、）查得材料彈性影響系數(shù)，節(jié)點區(qū)域系數(shù)。 2）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限。 3）計算應力循環(huán)次數(shù) 小齒輪： 大齒輪： 4） 查表得到： 5) 查得接觸批量壽命系數(shù) 6）計算接觸疲勞許用應力 7）可以選取，，，； 所以 8) 9） 10) (2)計算 1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入許用應力中的較小值 得：=89.42mm 2）計算圓周速度v 3)齒數(shù)，由公式得大齒輪齒數(shù) ，c=18 所以=70.94 取，則， 取。則齒數(shù)比

13、 ， 與設計要求傳動比的誤差為1.33%，可用。 4）模數(shù) 大端模數(shù) 取標準模數(shù)m=4mm。 5）大端分度圓直徑 小齒輪大端分度圓直徑大于強度計算要求的89.43mm。 6）節(jié)錐頂距 7）節(jié)圓錐角（未變位時，與分度圓錐角相等） 18.664968=1839′54″ 71.335032=7120′6″ 8)大端齒頂圓直徑 小齒輪 大齒輪 9）齒寬 取 10）進

14、行強度校核計算 402.37MPa<444.6MPa 所以強度符合。 3、按齒根彎曲疲勞強度設計公式： (1) 確定公式內的各計算值 1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度。 2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞系數(shù)S=1.6則 4)查取齒形系數(shù) ， 5)應力校正系數(shù) ， 6)計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪大所以取0.01836 (2)、帶入以上數(shù)據(jù)可以求得 =2.65 (3)進行強度校核計算帶入公式 206.74MPa<213.75MPa所

15、以符合。 7）、數(shù)據(jù)整理 名稱 符號 公式 直齒圓錐小齒輪 直齒圓錐大齒輪 齒數(shù) 24 71 模數(shù) m m 4 傳動比 i i 2.96 分度圓錐度 ， 分度圓直徑 96 284 齒頂高 4 4 齒根高 4.8 4.8 齒全高 h 8.8 8.8 齒頂圓直徑 ， 101.61(大端) 285.89（大端） 齒根圓直徑 ， 90.39 283.11 齒距 p 12.56 12.56 齒厚 s 6.28 6.28

16、 齒槽寬 e 6.28 6.28 頂隙 c 0.8 0.8 錐距 R 149.89 149.89 齒頂角 ， 齒根角 齒頂圓錐角 ， 齒根圓錐角 ， 當量齒數(shù) 25.33 221.88 齒寬 45 45 （二）、開式圓柱齒輪的設計計算 1、選定齒輪類型和精度等級。 因為為開式齒輪所以選擇硬齒面，工作較為平穩(wěn)選用8級精度，選擇材料是鑄鋼，硬度為250HBS。 小齒輪齒面強度為400HBS，大齒

17、輪齒面強度為360HBS，兩者材料硬度相差為40HBS。 選取小齒輪齒數(shù)，則。 2、按齒根彎曲疲勞強度計算： (1)、確定公式中的各計算值： 1)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2)計算應力循環(huán)系數(shù)： 3)從而查到壽命系數(shù) 4)選取疲勞安全系數(shù)S=2，， 得到： 3)材料彈性系數(shù) 4)選取齒寬系數(shù) 5)計算載荷系數(shù)K 選取，，， 所以 6)初選，則相應的，； ， 所以

18、 選取較大值 又選取 7)計算工作轉矩 (2)、帶入計算得： 所以選取m=3.75 (3)中心距 (4)分度圓直徑 (5)齒輪寬度 所以取大齒輪寬度為38mm齒輪寬度為43mm 7）數(shù)據(jù)整理 名稱 符號 公式 直齒圓柱小齒輪 直齒圓柱大齒輪 齒數(shù) 20 80 模數(shù) m m 3.75 傳動比 i i 3.75 分度圓直徑 75 300 齒頂高 3.75 3.75 齒根高 4.5 4.5 齒全高 h 8.25 8.25 齒頂

19、圓直徑 82.5 307.5 齒根圓直徑 67.5 292.5 基圓直徑 70.48 281.9 中心距 187.5 齒距 p 11.78 齒厚 s 5.89 齒槽寬 e 6.28 頂隙 c 1.00 齒寬 58 53 五、減速器的結構設計 名稱 符號 減速器型式及尺寸關系/mm 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 12 地腳螺釘數(shù)目 4 軸

20、承旁聯(lián)接螺栓直徑 9 機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 7 聯(lián)接螺栓的間距 180 軸承端蓋螺栓直徑 5 視孔蓋螺釘直徑 4 定位銷直徑 5 、、到外箱壁距離 18、16、13 、至凸緣邊緣距離 16、14、11 軸承旁凸臺半徑 凸臺高度 外箱壁至軸承座端面距離 30 大齒輪頂圓與內箱壁距離 12 齒輪端面與內箱壁距離 10 箱蓋、箱座肋厚 、 ； 軸承端蓋外徑 軸承端蓋凸緣厚度 9 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 六、軸的計算 一、減速器高速軸I的設計 (一)、選

21、擇軸的材料 初選軸的材料為45剛，調質處理，其機械性能查表可得： 。 (二)、軸的尺寸計算 1、求輸出軸上的功率，轉速和轉矩 由前面的計算可得 2、初步確定軸的最小直徑 查得 3、軸的結構設計 (1)下圖為I軸的裝配方案： (2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如下圖： 4、 選擇聯(lián)軸器：根據(jù)條件選取 確定聯(lián)軸器轉矩 結合電動機型號，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號LT6聯(lián)軸器 即該端選用的半軸連接器的孔徑，故取軸徑，半聯(lián)軸器轂空的長度 故取

22、 5、初步選擇滾動軸承 軸承同時承載徑向力和軸向力，但軸向力較小，故選用單列深溝球軸承。 參照工作要求，并根據(jù)尺寸，選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承 6208，其尺寸為。從而可以知道： ，。 6、由經驗公式算肩高度： 故取h=4mm，從而確定 由書上公式要求得：,取 7、根據(jù)軸承安裝方便的要求，取，均比小1mm,則： 根據(jù)安裝軸承旁螺栓的要求取。 根據(jù)齒輪與內壁的距離要求，取 所以 8、根據(jù)齒輪孔的軸徑和長度，確定 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 9、軸上零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。

23、按手冊查得，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接處的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm（標準鍵長見）。 為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接處的平鍵截面 ()，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為26mm準鍵長見）。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 10、確定軸上的圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑見圖 (三)、求軸上的載荷及其校核 根據(jù)軸的結構圖，做出軸的計算簡圖： （齒輪取齒寬中點處

24、的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。 軸承1和軸承2之間的距離為88mm，軸承2和錐齒輪間的距離為51.5mm 1、 計算作用在齒輪上的力 圓錐小齒輪 圓錐大齒輪 2、 求作用在軸上的支反力 3、校核軸承壽命： 查手冊得6207型深溝球軸承參數(shù) 查表8.6得 （1） 計算軸承所承受的軸向載荷 因為軸承1固定，軸承2游離，結合受力分析圖可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。由此可得軸承2不受軸向力，所以 （2） 計算當量動負荷 軸承1：

25、 軸承2： （3）軸承壽命計算 (3) 做彎矩圖 (4)作扭矩圖 扭矩圖如圖11.2（機械設計課本）所示，為了使扭矩圖符合下述強度計算公式，圖中已把T這算成的含義見前面，并且取 (5)作出計算彎矩圖 根據(jù)以作的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，的計算公式為 (6)、校核軸的強度 只需校核軸上最大彎矩截面的強度： 二、減速器低速軸II的計算 1.求輸出軸上的功率，轉速和轉矩

26、 2.初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理。取于是得 同時選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器的計算轉矩： 按照計算轉矩，選用彈性注銷聯(lián)軸器，型號 GY5聯(lián)軸器，即該端選用的半聯(lián)軸器的孔徑，故取軸徑，半聯(lián)軸器轂孔的長度L=60mm。 3.軸的結構設計 （1）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如下圖： 1）由聯(lián)軸器尺寸確定 由聯(lián)軸器的轂孔長度L 和直徑d及相關要求，可確定 2）初步選擇滾動軸承。 軸承同時承載徑向力和軸向力，但軸向力較小，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)尺寸，選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球

27、軸承6007，其尺寸為。 套筒的長取8mm，為了利于固定，一般取比（b+8）小1mm（如圖3所示），故可確定。 3）由經驗公式算軸肩高度： 取軸肩高為3mm ,確定 取 4）由經驗公式取，則 取 。 5） 取 取 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度 （3）、軸上的零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按手冊查得，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接處的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm（標準鍵長見）。 為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接處的平鍵截面 ()，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm（標準鍵長見

28、）。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4） 、確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，除下圖標注外，各軸肩處的圓角半徑，均為R1，如圖： 4.求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構圖（圖3）作出軸的計算簡圖 （齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。 軸承1和軸承2之間的距離為179mm，軸承2和錐齒輪間的距離為33.5mm 大錐齒輪： 5. 校核軸承壽命： （11） 計算軸承所承受的

29、軸向載荷 結合受力分析圖可知，軸承1被“放松”，軸承2被“壓緊”。由此可得軸承1不受軸向力，所以 （12） 計算當量動負荷 軸承2： 軸承1： （3）軸承壽命計算 6.做彎矩圖： 根據(jù)上述見圖，求出總的彎矩并作彎矩圖。 7作扭矩圖 扭矩圖如圖11.2（機械設計課本）所示，為了使扭矩圖符合下述強度計算公式，圖中已把T這算成的含義見前面，并且取 8.作出計算彎矩圖 根據(jù)以作的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，的計算公式為

30、 9.校核軸的強度 已知軸的計算彎矩后，即可針對某些危險截面（即計算彎矩大而直徑可能不足的截面）做強度校核計算，通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面（即危險截面C）的強度。 七 鍵連接的選擇和計算 根據(jù)軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選取鍵的尺寸，查有關資料如下： 本減速器的工作條件為有輕度沖擊載荷，選擇鍵如下： 鍵名 國標 1 軸I(聯(lián)軸器) 鍵10X8GB1096-2003 A型 2 軸I（齒輪處） 鍵 10X8 GB1096-2003 A型 3 軸II（聯(lián)軸器） 鍵 8X7 GB1096-2003 A型 4

31、軸II（齒輪處） 鍵10X8 GB1096-2003 A型 查表的鋼的靜聯(lián)接在時的許用應力[ ]=125~150MPa 校核鍵1 =17.23MPa〈 [] d = 35mm L = 48mm 校核鍵2 = 19.24 MPa〈[] d = 33 mm L = 46mm 校核鍵3 = 63.28 MPa〈[] d = 30 mm L = 48mm 校核鍵4 =37.5 MPa〈[] d = 30mm L = 50 mm 所以所有鍵均符合設計要求，可用。 八 、聯(lián)軸器的選擇 考慮到電動機轉軸直徑、軸的最小直徑、傳動轉矩選取聯(lián)軸器 聯(lián)軸器1為

32、凸緣聯(lián)軸器：型號如下 GY5聯(lián)軸器 (GB/T5843-2003) 公稱轉矩T=400N/m 額定轉速 n=8000r/min 質量 5.43Kg D=120㎜ 聯(lián)軸器2為凸緣聯(lián)軸器：型號如下 LT6聯(lián)軸器 (GB/T4323-2003) 公稱轉矩T=250N/m 許用轉速 n=3800r/min 質量 9.57Kg D=160㎜ 九、設計小節(jié) 通過這次設計一級減速器，讓我更為系統(tǒng)地認識了解了機械設計的全過程，增強了我們對機械行業(yè)的了解。課程設計的優(yōu)點：讓我們學會了靈活運用以

33、往學習的知識，及時了解并且彌補自己的不足。并且通過這次設計對制圖軟件更加熟悉。 十、參考資料 1、 機械設計/楊明忠，朱家誠主編 編號 ISBN 7-5629-1725-6 武漢理工大學出版社 2006年12月第3次印刷。 2、 機械設計課程設計手冊/吳忠澤，羅圣國主編 編號ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社 2006年5月（2009重?。? 3、 機械設計課程設計指導書/龔溎義主編 編號ISBN 978-7-04-002728-0 高等教育出版社 1990年4月（2009重?。? 4、 機械設計課程設計圖冊/龔溎義主編 編號ISBN 978-7-04-000712-1 高等教育出版社 1989年5月（2009重印）。