1、xxxx 大学课 程 设 计资 料 袋机械工程 学院（系、部） 2013 2014 学年第 一 学期课程名称 机械设计 指导教师 职称 教授 学生姓名 专业班级 机械设计制造及其自动化 班级 学号 题 目 带式运输机传动系统设计 成 绩 起止日期 2013 年 10 月 18 日 2013 年 10 月 23 日目 录 清 单课程设计任务书序号 材 料 名 称 资料数量 备 注1 课程设计任务书 12 课程设计说明书 13 课程设计图纸 张4 装配图 15 零件图 26 20092010 学年第一学期机械工程 学院（系、部） 机械设计制造及其自动化 专业 班级课程名称： 机械设计 设计题目：
2、带式运输机传动系统设计 完成期限：自 2013 年 10 月 18 日至 2013 年 10 月 23 日共 1 周内容及任务一、设计的主要技术参数：运输带牵引力 F=6650 N；输送速度 V=0.75 m/s；滚筒直径 D=360 mm。工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运动；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度 v 的允许误差为 5%；二班制（每班工作时间 8h） ，使用期 8 年，大修期为 23 年，中批量生产；三相交流电源电压为380/220V。二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算
3、说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1 ） 减速机装配图 1 张；（2 ） 零件工作图 23 张；（3 ） 设计说明书 1 份（60008000 字） 。起止日期 工作内容2009.12.21-2009.12.22 传动系统总体设计2009.12.23-2009.12.25 传动零件的设计计算2009.12.25-2009.12.31 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书进度安排2010.01.01 交图纸并答辩主要参考资料1.机械设计（第八版） （濮良贵，纪明刚主编 高教出版社）2.机械设计课程设计 （金清肃主编 华中科技大学出版社）3.工程图学 （赵大兴主编
4、 高等教育出版社）4 机械原理 （朱理主编 高等教育出版社）5.互换性与测量技术基础 （徐雪林主编 湖南大学出版社）6.机械设计手册（单行本） （成大先主编 化学工业出版社） 7.材料力学 （刘鸿文主编 高等教育出版社）指 导 教 师 （签字）： 年 月 日系 （ 教 研 室 ） 主 任 （ 签字）： 年 月 日 机 械 设 计带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（4）学 生 姓 名 班 级 学 号 成 绩指 导 教 师 (签 字 )目 录1 设计任务书 12 传动方案的拟定 13 电动机的选择 24 确定总传动比及分配各级传动比 35 传动装置运动和运动参数的计算 46 传动件的设计及
5、计算 57 轴的设计及计算 178 轴承的寿命计算及校核 359 键联接强度的计算及校核 3610 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 3711 减速器箱体及附件的设计 3912 设计小结 4213 参考文献 4214 附图1 设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1 所示。1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的工作拉力：F=6650N；运输带的工作速度：v=0.75m/s；卷筒直径：D=360mm；使用寿命：8 年，每年工作日 300 天，2 班制，每班 8 小时。1.3 课程设计的工作条件设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的
6、5%；工作情况：连续单向运转，载荷平稳；制造情况：中批量生产。图 1.1 带式运输机的传动装置2 传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示上图为闭式的双极圆柱齿轮减速器传动，其结构简单，尺寸较小，结构紧凑，传动较平稳，但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。图 2.2 封闭式双极圆柱减速器3 原动机的选择3.1 选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。3.2 选择电动机的容量3.2.1 工作机所需的有效功率 4.9KW0756Pw 110Fv式中： 工作机所需的有效功率（KW ）w带的圆周力（N ）F3.
7、2.2 电动机的输出功率 wdp其中，根据文献【2】中第 18 页表 3-3（按一般齿轮传动查得）传动装置总效率联轴器效率（齿式） ，1 10.9一对滚动轴承效率，2 2闭式圆柱齿轮传动效率，3 3.7开式圆柱齿轮传动效率，469.04输 送 机 滚 筒 效 率效 率轴 ） 至 输 送 带 间 的 传 动输 送 机 滚 筒 轴 （ 55传动装置总效率， 543210 式中： 9.109603.7.90321 381124950469035 42则传动系统的总效率 为 802.954.0.981.603.9.0543210 故： )(7.82.4kWpwd因载荷有轻微冲击，电动机的功率稍大于 即
8、可，根据文献【2】中第 100 页dP表 12-1 所示 Y 系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率KWpcd5.73.3 确定电动机的转速卷筒轴工作的转速 kWDvnw81.396014.75.60初选同步转速为 和 的电动机，由文献【2】中第 100mi/15rin/r页表 12-1 可知，对应于额定功率 为 7.5KW 的电动机的型号分别为 Y132M-4ep型和 Y160M-6 型。现将 Y132M-4 型和 Y160M-6 型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表 3.3.1 中。方案号 电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传
9、动比i外伸轴径 轴外伸长度E/mm Y132M-4 7.5 1500 1440 36.17 28 60 Y160M-6 7.5 1000 970 24.4 38 80通过对上述两种方案比较可以看出：方案选用的电动机转速较高、质量轻、价格低，总传动比为 24.4，这对二级减速传动而言不算大，故方案较为合理。4 确定总传动比及分配各级传动比4.1 传动装置的总传动比， 24.81.3970wmni式中：i总传动比电动机的满载转速（r/min）mn4.2 分配传动比根据文献【2】中表 2-1 查得，单级传动中，圆锥齿轮的传动比适用范围，圆柱齿轮的传动比的适用范围 。023i 135i由传动系统方案（
10、见图 2-2）知：，01i34i可将高低速级齿轮传动比分配为高速级传动比为 5.12i低速级传动比为 43传动系统各级传动比分别为， ， ， ； 10i5.2i4.23i13i5 传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机 0 轴、轴、轴。5.1 各轴的转速 min/9700rni/36.15.01i in/75.94.2312 rinm5.2 各轴输入功率 kWPd17.60k083.9116583.22 kP6533W2190.44式中： 电动机 0 轴与轴间的传动效率，01轴与轴间的传动效率,2轴与轴间的传动效率，3轴与联轴器轴间的传动效率， 45.
11、3 各轴输入转矩61106.08395.197PTNmnmNnPT 637.1.78590522 33将 5.1、5.2、5.3 节中的结果列成表格。如下表 5.1 所示：轴号 功率 P/KW转矩T/（Nm ）转速n/（r/min）传动比 i 效率 高速轴 1 轴 6.1083 60.138 9705.5 0.9603中间轴 2 轴 5.8658 317.637 176.36低速轴 3 轴 5.633 1353.337 39.754.4 0.9801表 5.1 运动和动力参数6 传动件的设计及计算6.1 高速级直齿圆锥齿轮的设计计算6.1.1 材料的选择(1)根据文献【1】中表 7-1 查得，
12、小圆柱齿轮选用 40Cr 号钢，7 级精度，热处理为表面淬火HBS1=2800.07d,故取 h=6mm，则轴49ml 环处的直径 。轴环宽度 b1.4h，取 。d87 12l 轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 （参看图 6.2.2） ，故取 。30lm50ml 取齿轮距箱体内壁之距离 ，小圆柱齿轮与大圆柱齿轮之间的16a距离 c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm，已知滚动轴承宽度 B=24mm，轴 2 大齿轮的
13、宽度为B=58mm，则： sa53-4928164m5lB c0290Ll 至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图6.2.2 所示，并归纳为下表 6.2.3 所示表 6.2.3 低速轴的参数值轴的截面（mm）轴的参数 参数符号 轴段长度 l105 50 52 49 12 90 24轴段直径 d60 66 70 75 87 82 70轴肩高度 h 3 2 2.5 6 2.5 6 7.2.4.3 轴上零件的周向定位定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表 4-1 按 查得齿轮IVd轮毂与轴连接的平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为201bhm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中
14、性，故选择齿轮轮毂与轴40Lm的配合为 ；同样，按 查得联轴器与轴连接的平键截面7n6HId， 键槽用键槽铣刀加工，长为 ，半联轴器与轴的18bh 90Lm配合为 。滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选76轴的直径尺寸公差均为 m6。6.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表 12-2 查得，取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半245径见图 6.2.2。6.2.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图 6.2.2）做出轴的计算简图（图 6.2.3） 。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距 。根据轴的计算简图23L64.5m1206.5m做出轴的弯矩图喝扭矩图（图 7.2
15、.4）从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将C计算出的截面 处的 、 以及 的值列于下表。CHMV图 6.2.3 低速轴的受力分析则截面 C 处的 及 M 的值为V12374,F1086HVHVN1525mm63.T6.2.6 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面 A,，B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A,，B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大，截面 V 的应力集中
16、的影响和截面的相近，但截面 V 不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必校核。截面 C 虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故截面 C 也不必校核。截面 IV 所受弯矩也不大，所以也不必校核，而截面 V 显然更不必校核。所以只需要校核截面右侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数： 333W0.1d.704m抗扭截面系数： T268截面左侧的弯矩 M 为： 1530867N143?截面 VI 上的扭矩 T 为: 429m截面上的弯曲应力： b163Pa.56MW0截面上的扭转切应力 T4291.24a3轴的材料为 45 钢，调质处理。由文献1表 15-1 查得。B11640MPa27
17、5Pa5Pa， ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 按文献1附表 3-2 查取。因及 ， ，经过插值后可查得r2.3dD.d602.31,.7又由附图 3-1 可得轴的材料的敏感系数为 q0.8.5，故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为k1.231.076由附图 3-2 的尺寸系数 ；由附图 3-3 的扭转尺寸系数 .0.6983轴按磨削加工，有附图 3-4 得表面质量系数为 0.92轴未经表面强化处理，即 则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为=1，k12.071K3.0969.2.83.又由文献1中3-1 及3-2 得碳钢的特性系数0.120.155， 取， 取于是，计
18、算安全系数 值，按式（15-6）（15-8）则得 1am7S13.7K3.096.01a154.k222ca 22S37409.7S1.5.51.?故可知其安全。6.3 高速轴的设计6.3.1 轴上的功率 、转速 和转矩 的计算P1n1T1在前面的设计中得到 16.083kw1197/min6.1083595.60.147nrpTNm?6.3.2 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（12-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为 45 钢，调制处理。有文献【1】中的表 15-3，取 ，于是就有0A12133min06.80.697pdm输入轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径 与联轴器
19、的孔Id径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中 11-1 式查得，cTK式中： 联轴器的计算转矩（ ）cTNm工作情况系数，根据文献【1】中表 11-1 按转矩变化小查得，K1.3高速轴的理论转矩（ ） ，由表 5.1 可知：T360.8Nm因此： 31.3608179cTKNm按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，根据 GB/T 5834-2003 选用cYL6 凸缘联轴器，其公称转矩为 100N.m。如下表 6.3.2表 6.3.2 GY2 型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸轴孔长度 mm 长度 mmY 型 J、J1 型 0L型号公称转矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）L L1DmmD1mm Y型J， 1型转动惯量Kg.m2质量Kg52 38 108 80YL6 100 8000 2462 44110 90128 920.0017 3.39
