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機械設計課程設計 設計說明書 設計題目 膠帶式輸送機傳動裝置 設計者 班級 學號 指導老師 時間 目錄 一、 設計任務書 3 二、 傳動方案擬定 4 三、 電動機的選擇 4 四、 傳動裝置的運動和動力參數計算 6 五、 高速級齒輪傳動計算 7 六、 低速級齒輪傳動計算 12 七、 齒輪傳動參數表 18 八、 軸的結構設計 18 九、 軸的校核計算 19 十、 滾動軸承的選擇與計算 23 十一、 鍵聯接選擇及校核 24 十二、 聯軸器的選擇與校核 25 十三、 減速器附件的選擇 26 十四、 潤滑與密封 28 十五、 設計小結 29 十六、 參考資料 29 一.設計題目： 設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下） 1— —電動機 2——聯軸器 3——二級圓柱齒輪減速器 4——聯軸器 5——卷筒 6——運輸帶 原始數據： 數據編號 04 運送帶工作拉力F/N 2200 運輸帶工作速度v/(m/s) 0.9 卷筒直徑D/mm 300 1.工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，室內工作，有粉塵； 2.使用期：使用期10年； 3.檢修期：3年大修； 4.動力來源：電力，三相交流電，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：中等規(guī)模機械廠制造，小批量生產。 設計要求 1.完成減速器裝配圖一張（A0或A1）。 2.繪制軸、齒輪零件圖各一張。 3.編寫設計計算說明書一份。 二. 電動機設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 本組設計數據： 第四組數據：運送帶工作拉力F/N 2200 。 運輸帶工作速度v/(m/s) 0.9 , 卷筒直徑D/mm 300 。 1.外傳動機構為聯軸器傳動。 2.減速器為二級同軸式圓柱齒輪減速器。 3.該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結構緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 三．電動機的選擇 1.選擇電動機的類型 按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。 2.確定電動機效率Pw 按下試計算 試中Fw=2200N V=0.9m/s 工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率取 代入上試得 電動機的輸出功率功率 按下式 式中為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率 由試 由表2-4滾動軸承效率=0.99：聯軸器傳動效率= 0.99：齒輪傳動效率=0.98（7級精度一般齒輪傳動） 則=0.91 所以電動機所需工作功率為 因載荷平穩(wěn)，電動機核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中Y系列電動機數據，選電動機的核定功率Pw為3.0kw。 3.確定電動機轉速 按表2-1推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比 而工作機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉速有750和1000兩種。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1000的Y系列電動機Y132S,其滿載轉速為960r/min,電動機的安裝結構形式以及其中心高,外形尺寸,軸的尺寸等都在8-186,表8-187中查的。 四.計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 1.總傳動比為 2.分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 ， 3. 計算傳動裝置的運動和動力參數 1.各軸的轉速 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 4.各軸的輸入功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 5.各軸的輸入轉矩 I軸 II軸 III軸 工作軸 電動機軸 將上述計算結果匯總與下表，以備查用。 項目 電動機 軸 軸 軸 工作軸 轉速（r/min） 960 960 205.57 57.26 57.26 功率P（kw） 2.32 2.30 2.23 2.16 2.12 轉矩T（Nm） 22.98 23.94 103.60 360.25 353.58 傳動比i 1 4.67 3.57 1 效率 0.99 0.97 0.97 0.93 五. 高速級齒輪的設計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。 2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。 3.材料選擇。由《機械設計》，選擇小齒輪材料為40Gr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4.選小齒輪齒數，則大齒輪齒數 取 1). 按齒輪面接觸強度設計 1. 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 2. 按齒面接觸疲勞強度設計，即 1>.確定公式內的各計算數值 1.試選載荷系數。 2.計算小齒輪傳遞的轉矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由《機械設計》選取齒寬系數。 4.由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數。 5.由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6.計算應力循環(huán)次數 7.由《機械設計》圖6.6取接觸疲勞壽命系數；。 8.計算接觸疲勞許用應力 取安全系數S=1 2>.設計計算 1.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2.計算圓周速度。 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h 模數 齒高 3.計算載荷系數 查表10-2得使用系數=1.0;根據、由圖10-8 得動載系數 直齒輪；由表10-2查的使用系數 查表10-4用插值法得7級精度查《機械設計》，小齒輪相對支承非對稱布置 由b/h=9.331 由圖10-13得故載荷系數 4.校正分度圓直徑 由《機械設計》 5.計算齒輪傳動的幾何尺寸 1.計算模數 2.按齒根彎曲強度設計，公式為 1>.確定公式內的各參數值 1.由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 2.由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數， 3.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，應力修正系數,得 4.計算載荷系數K 5.查取齒形系數、和應力修正系數、 由《機械設計》表查得；；； 6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大 7.設計計算 對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.358并就進圓整為標準值=2mm 接觸強度算得的分度圓直徑=43.668mm，算出小齒輪齒數 大齒輪 取 這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 2>.集合尺寸設計 1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。 3>.輪的結構設計 小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用實心打孔式結構 大齒輪的有關尺寸計算如下： 軸孔直徑43mm 輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 輪緣厚度 板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑 齒輪倒角 取 齒輪工作圖如下圖所示 六. 低速級齒輪的設計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。 2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。 3.材料選擇。由《機械設計》，選擇小齒輪材料為40Gr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4.選小齒輪齒數，則大齒輪齒數 取 2). 按齒輪面接觸強度設計 1. 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 2. 按齒面接觸疲勞強度設計，即 1>.確定公式內的各計算數值 1.試選載荷系數。 2.計算小齒輪傳遞的轉矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由《機械設計》選取齒寬系數。 4.由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數。 5.由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6.計算應力循環(huán)次數 7.由《機械設計》圖6.6取接觸疲勞壽命系數；。 8.計算接觸疲勞許用應力 取安全系數S=1 2>.設計計算 1. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2.計算圓周速度。 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h 3.計算載荷系數 查表10-2得使用系數=1.0;根據、由圖10-8 得動載系數 直齒輪；由表10-2查的使用系數 查表10-4用插值法得7級精度查《機械設計》，小齒輪相對支承非對稱布置 由b/h=9.33 由圖10-13得故載荷系數 4.校正分度圓直徑 由《機械設計》， 5.計算齒輪傳動的幾何尺寸 1.計算模數 2.按齒根彎曲強度設計，公式為 1>.確定公式內的各參數值 1.由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 2.由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數， 3.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，應力修正系數,得 4.計算載荷系數K 5.查取齒形系數、和應力修正系數、 由《機械設計》表查得；；； 6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大 7.設計計算 對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的魔術大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數2.22并就進圓整為標準值=2.5mm 接觸強度算得的分度圓直徑=70.626mm，算出小齒輪齒數 大齒輪 取 這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 2>.集合尺寸設計 1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。 3>.輪的結構設計 大齒輪采用實心打孔式結構 大齒輪的有關尺寸計算如下： 軸孔直徑48mm 輪轂長度 與齒寬相等 輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 取 輪緣厚度 腹板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑 齒輪倒角 取 齒輪工作圖如下圖所示 七.齒輪傳動參數表 名稱 符號 單位 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 中心距 a mm 125 160 傳動比 i 4.67 3.59 模數 m mm 2 2.5 壓力角 α 20 20 齒數 Z 222 103 28 100 分度圓直徑 d mm 44 206 670 250 齒頂圓直徑 da mm 48 210 75 255 齒根圓直徑 df mm 39 201 63.75 243.75 齒寬 b mm 50 45 75 70 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 熱處理狀態(tài) 調質 調質 調質 調質 齒面硬度 HBS 280 240 280 240 八.軸的結構設計 1.初選軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼，熱處理為正火回火。 <取C=110，[г]=30~40> 1軸 ，考慮到聯軸器、鍵槽的影響，取d1=30 2軸 ，取d2=35 3軸 ,取d3=38 2.初選軸承 1軸選軸承為30207 2軸選軸承為30207 3軸選軸承為30208 各軸承參數見下表： 軸承代號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN d D B da Da 動載荷Cr 靜載荷Cor 30207 35 72 17 42 62 54.2 63.5 30208 40 80 18 47 69 63.0 74.0 3.確定軸上零件的位置和固定方式 1軸：由于高速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將高速軸取為齒輪軸，使用圓錐滾子軸承承載，一軸端連接電動機，采用彈性柱銷聯軸器。 2軸：高速級采用實心齒輪，采用上端用套筒固定，下端用軸肩固定，低速級用自由鍛造齒輪，自由鍛造齒輪上端用軸肩固定，下端用套筒固定，使用圓錐滾子軸承承載。 3軸：采用自由鍛造齒輪，齒輪上端用套筒固定，下端用軸肩固定，使用圓錐滾子軸承承載，下端連接運輸帶，采用凸緣聯軸器連接。 4.各軸段長度和直徑數據見下圖 九.軸的校核計算 1. 1軸強度校核 1 1). 高速軸的強度校核 由前面選定軸的材料為45鋼，調制處理，由工程材料及其成形基礎表查得 抗拉強度=735Mpa 2）..計算齒輪上受力（受力如圖所示） 切向力 徑向力 3）.計算彎矩 水平面內的彎矩： 垂直面內的彎矩： 故 取=0.6， 計算軸上最大應力值： 故高速軸安全，合格。 彎矩圖如下： 2 1). 低速軸的強度校核 由前面選定軸的材料為45鋼，調制處理，由工程材料及其成形基礎表查得 抗拉強度=735Mpa 2）..計算齒輪上受力（受力如圖所示） 切向力 徑向力 3）.計算彎矩 水平面內的彎矩： 垂直面內的彎矩： 故 取=0.6， 計算軸上最大應力值： 故低速軸安全，合格。 彎矩圖如下： 中間軸的校核，具體方法同上，步驟略，校核結果合格。 十.滾動軸承的選擇及壽命校核 考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承 軸Ⅰ30207兩個，軸Ⅱ30207兩個，軸Ⅲ選用30208兩個 (GB/T297-1994) 壽命計算： 軸Ⅰ 1.查機械設計課程設計表8-159，得深溝球軸承30207 2.查《機械設計》得 X=1, Y=0 3.計算軸承反力及當量動載荷： 在水平面內軸承所受得載荷 在水平面內軸承所受得載荷 所以軸承所受得總載荷 由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷： 4.已知預期得壽命 10年，兩班制 基本額定動載荷 所以軸承30207安全，合格 軸Ⅲ 1.查機械設計課程設計表8-159，得深溝球軸承30208 2.查《機械設計》得 X=1, Y=0 3.計算軸承反力及當量動載荷： 在水平面內軸承所受得載荷 在水平面內軸承所受得載荷 所以軸承所受得總載荷 由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷： 4.已知預期得壽命 10年，兩班制 基本額定動載荷 所以軸承30208安全，合格。 中間軸上軸承得校核，具體方法同上，步驟略，校核結果軸承30207安全，合格。 十一.鍵聯接選擇及校核 1.鍵類型的選擇 選擇45號鋼，其許用擠壓應力[=150 1軸 左端連接彈性聯軸器，鍵槽部分的軸徑為32mm，軸段長56mm， 所以選擇單圓頭普通平鍵(A型)鍵b=8mm,h=7mm,L=45mm 2軸 軸段長為73mm，軸徑為43mm，所以選擇平頭普通平鍵（A型） 鍵b=12mm,h=8mm,L=63mm 軸段長為43mm，軸徑為43mm，所以選擇平頭普通平鍵（A型） 鍵b=12mm,h=8mm,L=35mm 3軸 軸段長為68mm，軸徑為48mm，所以選擇圓頭普通平鍵（A型） 鍵b=14mm,h=9mm,L=58mm 右端連接凸緣聯軸器，鍵槽部分的軸徑為38mm，軸段長78mm， 所以選擇單圓頭普通平鍵(A型)鍵b=10mm,h=8mm,L=69mm 2.鍵類型的校核 1軸 T=23.94N.m ， 則強度足夠， 合格 2軸 T=103.60N.m ， 則強度足夠， 合格 3軸 T=360.25N.m ， 則強度足夠， 合格,均在許用范圍內。 十二.聯軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問題，選用彈性套柱銷聯軸器 1.減速器進口端 選用TX3型（GB/T 5014-2003）彈性套柱銷聯軸器，采用Z型軸孔，A型鍵，軸孔直徑d=22~30mm,選d=30mm,軸孔長度 為L=45mm 2.減速器的出口端 選用GY5型（GB/T 5843-2003）彈性套柱銷聯軸器，采用Y型軸孔，C型鍵，軸孔直徑d=50~71mm,選d=50mm,軸孔長度 為L=60mm 十三.減速器附件的選擇 1.箱體設計 名稱 符號 參數 設計原則 箱體壁厚 δ 10 0.025a+3 >=8 箱蓋壁厚 δ1 8 0.02a+3 >=8 凸緣厚度 箱座 b 15 1.5δ 箱蓋 b1 12 1.5δ1 底座 b2 25 2.5δ 箱座肋厚 m 8 0.85δ 地腳螺釘 型號 df M16 0.036a+12 數目 n 4 軸承旁聯接螺栓直徑 d1 M12 0.75 df 箱座、箱蓋聯接螺栓直徑尺寸 d2 M12 （0.5-0.6）df 連接螺栓的間距 l 160 150~200 軸承蓋螺釘直徑 d3 8 （0.4-0.5）df 觀察孔蓋螺釘 d4 6 （0.3-0.4）df 定位銷直徑 d 9.6 （0.7-0.8）d2 d1,d2至外箱壁距離 C1 22 C1>=C1min d2至凸緣邊緣距離 C2 16 C2>=C2min df至外箱壁距離 C3 26 df至凸緣邊緣距離 C4 24 箱體外壁至軸承蓋座端面的距離 l1 53 C1+ C2+(5~10) 軸承端蓋外徑 D2 101 101 106 軸承旁連接螺栓距離 S 115 1 40 139 注釋：a取低速級中心距，a＝160mm 2.附件 為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。 名稱 規(guī)格或參數 作用 窺視孔 視孔蓋 130100 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。圖中檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為Q235 通氣器 通氣螺塞 M101 減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內熱脹空氣能自由排出，以保持箱內外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設通氣器。材料為Q235 軸承蓋 凸緣式軸承蓋 六角螺栓（M8） 固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為HT200 定位銷 M938 為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側聯接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。材料為45號鋼 油面指示器 油標尺M16 檢查減速器內油池油面的高度，經常保持油池內有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器，采用2型 油塞 M201.5 換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈（耐油橡膠）。材料為Q235 起蓋螺釘 M12 42 為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯接凸緣的適當位置，加工出1個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。 起吊裝置 吊耳 為了便于搬運，在箱體設置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑18。 十四.減速器潤滑方式、密封形式 1.潤滑 本設計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當的油溝來把油引入各個軸承中。 1）.齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為30～50㎜。 取為60㎜。 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L-AN15潤滑油。 2.密封形式 用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。 軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據軸段選取。 十五.設計小結 此次減速器，經過大半學期的努力,我終于將機械設計課程設計做完了. 這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一次又一次的修改設計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經驗不足，令我非?？鄲?后來在老師的指導下,我找到了問題所在之處,并將之解決.同時我還對機械設計基礎的知識有了更進一步的了解. 盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.不僅僅掌握了設計一個完整機械的步驟與方法;也對機械制圖、autocad軟件有了更進一步的掌握。對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現像我們這些學生最最缺少的是經驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié).總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關知識都系統(tǒng)地聯系起來，綜合應用才能很好的完成包括機械設計在內的所有工作，也希望學院能多一些這種課程。 十六.參考文獻 《機械設計手冊》、《機械設計》、《機械設計課程設計》、《工程材料及其成形基礎》、《理論力學》。