1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置目录一传动方案的拟定 3二电动机选择及传动装置的运动和动力参数计算 31 .原始数据 32 . 电动机的选择 3三传动零件的设计计算 61第一级圆柱齿轮设计 错误！未定义书签。2第二级圆柱齿轮设计 7四轴的设计和计算及校核 错误！未定义书签。1 .轴的计算 错误！未定义书签。2 . 轴的校核 16五轴承的选择校核 错误！未定义书签。六键的选择及校核 211键的选择 222键的强度计算 22七联轴器的选择 23八润滑和密封说明 231 .润滑说明 232 . 密封说明 23九拆装和调整的说明 24十. 减速器附件 24十一设计小结 25十二参
2、考资料 25燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果一.传动方案的拟定由题目所知传动机构类型为：同轴式圆柱两级齿轮减速 器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特 点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆柱齿轮进 行传动，考虑到输入轴和输出轴在同一轴线，则取两级的 传动比基本一样。二.电动机选择及传动装置的运动和动力参数计算1 .原始数据传输带牵引力F=1609N传输带工作速度V=0.62m/s滚筒直径D=0.25m2 .电动机的选择确定电机容量工作机的功率cFv1609 M 0.62, cccPw -g一-1.039kW1000* 1000 M 0.96nw =0.96其中w为卷筒
3、效率；传动装置总效率华=（邛）X 2x TpX，、4（M式中毛为联轴器的效率=0.99 （刚性联轴器），12为第一 级圆柱齿轮传动效率（8级精度）72=0.97 ,邛为第二级圆柱 齿轮传动效率（8级精度）邛=0.97,呼为轴承效率（滚动 轴承）邛=0.98;电动机计算 公式和有关 数据皆引自机械设计 课程设计指 导手册第9页第11 页、第119 页传输带牵引 力 F=16609N 传输带工作 速 V=0.62m/s 滚筒直径D=0.25mPw=1.039kWPd =1.22kW设计及计算过程结果贝U有 3=0.992 m0.97m0.97m0.984=0.851故电动机输出功率Pd=Pw /
4、ra=1.039/0.851=1.22kW选电动机的转速工作机转速 n = 60Mv =47.39r/min HMD按推荐的传动比合理范围，二级同轴式圆柱齿轮减速器i 总=1025故电动机转速的可选范围为1 % =i n = (1025)M47.39 = 379.1218956(r/min)符合 这一范围的同步转速有 750r/min、1000r/min、1500r/min。 综合考虑电动机和传动装置尺寸的重量、价格、功率等因素，决定 选用同步转速为 940r/min的电动机，型号为 Y100L-6。其额定功率 P=1.5KwPd ,满载转速为 940r/min。计算传动装置的运动和动力#数将
5、传动装置各轴由高速到低速依次定为I轴、n轴、出轴、卷筒轴，并设i1、i2为相邻两轴间的传动比，“01、2为相邻两轴间的传动效率。总传动比分配.nm940 会i =15.6n 47.39由于所设计减速器为同轴式 则根据要求取i2fti2则工 i2 = 5i1= 2。各轴转速：I 轴 nz =nm =940r / minn =47.39i = 15 .6设计及计算过程结果II 轴,= 211.24r/min i14.45211.24田 轴 t =一=47.47r/mini24.45卷筒* 由n1V =nm =47.47r/min各轴输入功率：I 轴 R =P 01 =1.22x0.99 =1.21
6、kWU轴Pn =R 7b2 = 1.21 m0.98m0.97 = 1.15kW田轴pm =R 孙23 =1.15M0.98M0.97=1.07kW卷筒*由 R =Pw34 =1.07x0.98x0.99= 0.91kW各轴输入转矩：Pd9550 父 1.22Td =9550上=12.39N ,mnm940I 轴 T =Td 町01 =12.39黑0.99 =12.27N ，mII轴T =T i1 孙 12 =12.27M4.45M0.98M0.97=51.90N m田轴Tm =Tn 叱 孙23 =51.90父4.45父0.98父0.97 =219.55N m卷筒*由T1V =Tm 孙34 =
7、219.55M0.98M0.99=213.0N m运动和动力数计算结果整理二卜表：结果轴号功率P/kw转矩T/ (N m)转速n/(r min)传动比i效率口运动和动齿轮计算 公式和有 关数据皆 引自机 械设计第76页 第98页zi=23 Z2=103i=4.458级精度电机轴1.5012.3994010.99I轴1.2112.279404.4780.98n轴1.1551.90211.244.4780.97出轴1.07219.5547.4710.97卷筒轴0.91213.0047.47三.传动零件的设计计算设计及计算过程结果1.第一级圆柱齿轮设计选择材料，精度及参数选取齿轮的材料热处理方法及齿
8、面硬度由表选择小齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS, 大齿轮选用45钢，正火，硬度为200HBS,二者材料硬度 差为40HBS。合适选取齿数选小齿轮齿数 zi=23,大齿轮齿数 z2=4.45法1=102.35 圆整为Z2=103 精度等级：按GB/T10095,初选8级精度。 选取螺旋角，初选螺旋角0=15齿宽系数d=1.0,轴承相对齿轮不对称布置.按齿面接触疲劳强度设计，有公式Z1=23Z2=103 i=4.458级精度(2KT1 u +1/ZeZhZ/p1d1d，ULh】，确定载荷系数K使用系数Ka=1估计圆周速度 v=5m/s= vz1/100=1.15m/s动荷系数Kv=1.
9、08设计及计算过程结果11 )1 R%= 1.883.2* 十 cosF一0Z2 力，11 节,=1.88-3.2x 1 + cos15 123 103)= 1.71bsin :dz)1 23“tan =tan15 =1.96二 mn二二；-；_ -1.71 1.96=3.67齿向载荷分布系数k -=1.09齿间载荷分配系数K- =1.45.K = KAKVK- K=1 1.08 1.45 1.09 =1.71 节点区域系数Zh =2.42重合度系数因名P 1 取替=1 螺旋角系数Zp = JcosP =0.983 弹性系数Ze =189.8 JMPa接触疲劳强度极限应力、Hlim1 =590
10、MPa、Hlim2 =470MPa设计及计算过程结果计算应力循环次数Ni=60n2jLn=60 父 211.24父（6 父 300M 8）=2.19父 108N2= Ni/U2=2.19M108/4.45=4.89M107寿命系数Khni= 1.0Khn2=1.02计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数 S=1 hi = KHNiOHiimi =1.0 x590MPa =580MPaRh2 =KHN2bHiim2 =1.02 =470MPa =469.2 MPa取 kH 】=469.2MPa试算小齿轮分度圆直径d1由上列计算公式得iJ2M1.71 父52000 4.478 十 1 /
11、189.8 父2.42 父 0.76 父 0.983 d1-3x父V14.4781469.2=48.82mm计算圆周速度冗 Pn21124v =dn =，M48.82M 211.24 = 0.5397m/s 60M100060M1000修正载荷系数按 vzi/100=0.5379X 23/100=0.1241 查得 kv=1.01校正 d1d1j48.823/-47.74mm Kv、1.08计算法向模数设计及计算过程结果47.74 Mcos15， ci 忤clmn = 2.5mn = 2.005 取 mn =2.523计算中心距(Zl+Z2)mn a =-1 =163.056 mmcos P圆
12、整取a=165mm按圆整后的中心距修正螺旋角B ar”c1Z1 +Z2 9 ar”23+103F2.5Ca =arccos=arccos=17.341a=165mm2a2M165P =17.341B值改义/、多，故 为、Kg Zh等值不必修正。计算分度圆直径,乙mn23M2.5“ 小d1=60.24d1 =6 = 60.24mmcosP cos17.341d2=269.76Z2m|n103M 2.5 arcd2 = q =2 2 269.76mmcosP cos17.341计算齿轮宽度 b=d *d1 =160.24= 60.24mm圆整取 b2 =60mm b1 =66 mm校核齿根弯曲疲劳
13、强度b = 66 mmb2 = 60 mm F1 .YFa1YSa1Yp b F1 bd m”= F1YFa2YSa2 hF2 V YYFa1 YSa1 重合度系数 丫6=0.25+0.75/%=0.25+0.75/1.71=0.69螺旋角系数117.341，YB=1-殍-=1 -1.96父-0.755120o120设计及计算过程结果计算当量齿数z _ zi_23_ 2585Z/1 3 n 32 25.85cos P coS 17.341z2103. . _ _z/ 2 =37T 31 =116.0cos P cos 17.341查取齿形系数%=2.65, YFa2=2.15查取应力修正系数查
14、得Ysa1 =1.59 , Ysa2 =1.87计算弯曲疲劳极限应力及寿命系数仃 Fiim1 =440MPam2 =380MPa寿命系数按N1 =2.19父108 , N2 =4.89父107分别查得KFN1 = K FN2 =1计算穹曲疲劳诈用风力，取失效概率为1%,安全系数 Sh=1b F1 = K FN 1仃 F lim1 =440 MPab f 2 】=K fn 2。f im 2 = 390 MPa计算弯曲应力2 M 1.55 M 72060仃 F1 一父0.71 父0.82M2.71 X1.5750 M 62 M 3= 59.5MPa 2.231.77r 1仃f2 -55.2MPa
15、E22.71 父1.57该方案合理设计及计算过程结果2.第二级圆柱齿轮设计a对于第二对齿轮材料，精度及参数和第一对齿轮相同取大齿轮范度为b3=2/3b=40mm则b4=46mmb校核齿根弯曲疲劳强度仃 F3 - YFa 3YSa3YKP -F 3bd3mn n n仃 F3YFa4YSa4 . II仃 F4=ELf4YFa3YSa3计算弯曲疲劳极限应力及寿命系数OFlim3 =440MPa%1而4 =380MPa寿命系数按N3 =2.19父108 , N4 =4.89 M107分别查得KfN3 = K FN4 1计算穹曲疲劳诈用风力，取失效概率为1%,安全系数Sh=1b F 3 I = K FN
16、 3仃 F lim3 = 440 MPab F 4 = K FN 4。F lim 4 = 390 MPa计算弯曲应力2 M1.71 M12300仃F3 =父 2.65 m 1.59 M 0.69 父 0.75532 M47.83 父2.5= 14.128MPa 4 30.16 父2.15父1.87 “ccnmJ 1仃F4 -23.02 MPa 1qF4 J2.65 父 1.59设计及计算过程结果e.校核齿面接触疲劳强度77 rJ2K（u +1）3 =Z 2 Hzz 即2 bd 3 uJ21.71 12300 父（4.45 +1）Th3 =189.8 M2.42 父 0.983 父0.76一丫
17、32 M 47.83 父 4.45= 257.32 MPa crH3/21.71 父 52000 父（4.45 +1）Th3 =189.8 父2.42 x 0.983 父0.76 父；2-（）332 m 214.17 父4.45= 110.18 MPa 1123/P- =112 J121 = 12.84mm n nV 940 .绘出高速轴1的结构轮廓，小齿轮的分度圆直径 60mm,齿根圆直径57.7mm,联接联轴器的轴径 22mm, 小齿轮的根径小，采用齿轮轴结构。 .齿轮轴有轴向力，米用角接触轴承 7006C。综合考 虑联轴器、轴承与轴的定位，轴承与小齿轮之间的轴径采 用 37mm。左轴承内
18、圈用轴用轴节端面定位。轴2的计算页第21页共27页.估算轴径d2,参考式（10-2）,取C=108（假设轴材料 为45号钢）,d2 _1083 P =1083 1.15 = 20.758mm Vn 211.24.绘出小斜圆柱齿轮、大斜齿圆柱齿轮的结构轮廓。小斜齿轮分度圆直径 60.24mm,齿顶圆直径64.23mm,安 装轴承处的轴直径最小30mm,齿轮根径小，采用齿轮轴结 构。大圆柱斜齿轮采用平键，轮毂长度取40mm,采用轴承 加套筒定位。.斜齿轮有轴向力，拟采用7006c型角接触轴承，结构尺 寸见图。综合考虑定位要求，轴承内径30mm,轴承与大斜齿轮之间用套筒定位，套筒内径30mm。为了定
19、位准确，大 斜齿轮的端面超出轴的端面 2mm图1轴1结构图设计及计算过程结果图2轴2结构图输出轴的计算.估算轴径d3,参考式(10-2),取C=112 (假设轴材 料为45号钢),d3_1123 P =1123 1.07 = 31.64mm V n 47.47 .绘出大斜齿圆柱齿轮的结构轮廓。斜齿轮分度圆直径269.76mm,齿顶圆直径 274.00mm,轴径45mm,采用 齿轮和轴分开的结构。斜齿轮采用模锻，轮毂长度 60mm。d3 至 31.64mm .拟采用7008c型角接触轴承，结构尺寸见图。综合 考虑定位要求，轴承内径 40mm,轴承与斜齿轮之间用套筒 定位。为了定位准确，斜齿轮的端
20、面超出轴的端面 3mm。设计及计算过程结果图3输出轴结构图2.轴的校核求作用在齿轮上的力，轴上的弯距、扭距，并作图, 齿轮上的作用力：转矩 T3=219.55N m圆周力Ft2T3d32 219550 1594N49径向力FrFt tan 20498Ncos17.341轴向力Fa=Ft tan : =1594 tan 20c =608NFt =1594NFr =498NFa =608N受力图如下结果设计及计算过程(2)计算轴承支反力水平面 R1= 269.76 608 498 60 65.42N 2R =465.42NR=963.42N= 1128.22N269.76 608R2498 52
21、= 963.42 N2= 3876.48NFtR1 = F =797.1N垂直面2FtR2797.1NR=797.1NR=797.1Nk-cd力殳$1攵LLJ电而号千DA(3)截面最大弯矩处为危险截面，对此截面进行校核 轴的材料选用45钢调质，仃b =650MPa,bs =360MPa由表10-5所列公式可二0.45；，-0.45 650 =293MPa求的疲劳极限二 0 =0.81二 b =0.81 650=527MPa=0.26人-0.26 650 -169MPa0 =0.501b =0.5 650=325MPa由式=空q$=2U得 仃0%小 2M293527张 2M169 _325包=0
22、.11, =0.04527325求截面的应力中仃=e, X =0.41, Y =1.47Fr2 740R =1.2 x 854 =1024.8,Fa2 =949.6 NP2 =1.2 父(0.41 父740 +1.47 父 949.6) =2039.2 ,计算寿命，取RB中较大的值代入寿命计算公式106 fC f106(19000 )3Lh10 =60n IP J60M47.47 12039.2)= =283995h 14400h选用的该轴承符合要求Lh10=283995h六.键的选择及校核设计及计算过程结果1 .键的选择.轴键槽轮毂处部分的轴径为45mm选择普通圆头平键，键 14x50, b
23、1 = 14, h=9, L=50.联轴器轴段轴颈为30mm选择普通圆头平键键 10x50, b2=10, h2=8, L2 = 50键 14X 50键 10X502 .键的强度计算假定载荷在键工作面上均匀分布，普通平键联接强度 条件为2T 103 .二p 一二pkld查表6-2得，钢材料在静载荷下的许用挤压应力为125150MPa 所以取% =150MPa(1)1键的强度计算T= 219.55 N *mk1 = 0.5h1 = 7 mm11 = L1 -卜=36mm所以仃p1 - 2X219550 =38.72MPa 仃p 7M36M45- p-满足强度条件(2)2键的强度计算仃p1 =38
24、.72MPaT=219.55 N *m k2 = 0.5h2 = 4mm l2 = L2 -b2 =40mm所以2 2195504 40 30=91.48MPa二二 p、-p2 =91.48MPa满足强度条件七.联轴器的选择1 .高速轴轴端联轴器的选择高速轴轴端直径选择 R为22mm,采用刚性固定式联 轴器(GB/T 5843-2003),型号为GYS2,材料为钢，轴孔 长度38mm,额定转矩T为63N - m,许用转速10000r/min。2 .输出轴轴端联轴器的选择输出轴轴端直径30mm,由于载荷平稳，选用刚性联轴 器(GB/T 5843-2003),型号为 GYS4,轴孔直径30mm,材
25、 料为钢，轴孔长度为56mm,额定转矩T为224 N m,许 用转速为9000r/min。八.润滑和密封说明1.润滑说明此减速器最大圆周速度较大年二d，v 二60 1000211.24 二 269.7660 1000=2.98m/s因此整体采用油雾润滑2.密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏 油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。 轴伸处密封应涂上润滑脂。橡胶油封应注意按图纸所示位置 安装。九.拆装和调整的说明1 .装配前，所肩零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗， 机体内不许有任何杂质存在，内壁涂上不被机油侵蚀的涂料 两次；2 .啮合侧隙用铅丝检验不小于 0
26、.16pm,铅丝不得大于 侧隙的四倍3 .用途色法检验斑点。按齿高接触斑点 55%;按齿长接触斑点为50%。必要时可用研磨或刮后研磨以 便改善接触情况；4 .轴承端盖应与轴承外端面留启 0.25-0.4mm的轴承问 隙；5 .检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油。 剖分面允许涂密封油漆或水玻璃，不允许使用任何额填料；6 .机座内装HJ-50润滑油至规定高度；7 .表面涂灰色油漆。十.减速器附件1 .为了拆卸和搬运，箱盖上铸肩吊钩。2 .减速器箱顶部开窥视孔，以便检查传动件的啮合情 况，并有足够大小以便手能深入操作。3 .放油孔在油池最低处，安排在减速器不与其他部件靠 近的一侧，放油孔
27、处的箱壁外侧铸肩凸台，用螺塞塞住，并 加封油圈密封。4 .油标尺放置于便于观察减速器油面之处，油孔位置在 油面以上，以免油溢出。5 .在箱盖顶部装有通气器，由于减速器在室内使用，选用 带孔螺钉制成，使箱壁内热膨胀气体自由溢出，以保证箱体内 外压力平衡，提高箱体的密封性能。6 .选用型号为GB/T 5782-2000型号的螺栓作为起盖螺栓, 螺纹长度大于机盖联接凸缘的厚度。7 .为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在 箱体联接凸缘的两端各安装一个圆锥定位销，其厚度大于减速 器箱体凸缘的总厚度以便于拆卸。卜一.设计小结在此次机械设计课程设计里，是我在大学所学到的知识得 到了充分的应用，在
28、实践中，我对理论知识更加深刻同时我也 体会到，这些知识的应用方法，同时我也充分体会到自己在以 前学习的不足，没有将知识与实际充分的结合，是我学习的一 大不足。经过这次课程设计，材料力学、机械原理、互换性、 画法几何与机械制图等都得到了充分的应用，使我对这些知识 加深了理解。同时也让我对机械产生更加浓厚的兴趣。课程设计虽然很辛苦，但同时也夹杂着许多的快乐，每天 从上午到晚上，虽然任务繁重，但是非常的充实与满足，当设 计完成时，心里非常的开心与激动。同时在此次设计中我也学 到了不少的东西，了解到设计的大概过程，也让我对一些制图 软件应用的更加熟练。总之，在此次机械设计的课程设计中我受益匪浅。十二.
29、参考资料1 .机械设计课程设计指导手册韩晓娟 主编 北京:中国标准出版社20092 .机械设计手册成大先主编北京：化学工业出版 社 20083 .机械原理安子君主编北京：国防工业出版社 2009设计及计算过程结果第25页共27页4 .机械设计 周玉林许立忠主编 北与：中国标准出 版社20095 .画法几何与机械制图贾春玉 郑长民 主编 北京：中国标准出版社20086 .机械设计课程设计图册龚淮义主编北京：高等教育出版社2009燕山大学机械设计课程设计综评项目细则成绩平时成绩（30 分）出勤（10 分）（A）全勤（B）缺勤不多于2次（C）缺勤不多于5次（D）缺勤5次以上的态度（20 分）(A)积极 15-20（B）比较积极10-15(C) 一般 7-10（D）不积极图面成绩（50 分）结构（10 分）合理比较合理图面 质量（40 分）优 36-40良 30-35中 26-30及格20-25/、及格答辩成绩（20 分）优 18-20良 15-17中 12-14及格9-11/、及格总成绩答辩小组成 员签字年 月日第27页共27页
