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1、-带式输送机传动装置设计课程设计-第 - 22 - 页河南理工大学机械设计课程设计说明书设计题目：带式输送机传动装置设计学 院： 机械与动力工程学院 专业班级： 热能与动力工程0904 学 号： 310904030411 设 计 者： 高天天 指导教师： 杨现卿 2012年01月12日目录机械设计基础课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置设计学 院： 机械与动力工程学院专业班级： 热能与动力工程0904 学 号： 310904030411 小组成员： 高天天 程建慧 田克华 指导教师： 杨现卿 一、课程设计的内容设计一减速器装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴
2、、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件：1、运输带工作拉力： F = 1.1 kN2、运输带工作速度： v = 2.7 m/s3、卷 筒 直 径： D = 250 mm4、使 用 寿 命： Y = 10 年5、工 作 情 况：两班制输送粉粒物(如煤、砂等)，连续单向运转，载荷平稳；6、制造条件及生产批量：专门工厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张；2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3设计说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计
3、各阶段内容地点起止日期一设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教2-2071011.12.26二传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数；传动零件设计计算：带传动、齿轮传动主要参数的设计计算。教2-2082011.12.26至12.28三减速器装配草图设计:初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计。教2-2072011.12.29至2012.01.02四完成减速器装配图教2-2082012.01.03至01.7五零件工作图设计教2-5052012.01.08至01.10六整理和编写设计计算说明书教2
4、-2072012.01.09至01.12五、应收集的资料及主要参考文献1 杨现卿.机械设计基础.北京：中国电力出版社，20102 濮良贵,纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2001.3 任济生, 唐道武, 马克新. 机械设计/机械设计基础课程设计M. 徐州：中国矿大出版社，20084 机械制图、机械设计手册等书设技计算及说明主要结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为二级减速器（两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 ，即二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一
5、般用途的Y112M-2系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构2电动机容量1) 卷筒轴的输出功率 2) 电动机输出功率d 传动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器；球轴承；圆柱齿轮传动；则 故3电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围i=9-25，则电动机转速可选范围：可见只有同步转速为3000r/min的电动机符合综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格和传动比。选定电动机的型号为Y122M-2。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y112M-24kW28
6、90r/min2.2Nm2.3 Nm4、计算传动装置的总传动比 并分配传动比1）总传动比 =nm/nw=2890/206.4 =14.012)分配传动比 二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比二级减速器中：按展开式布置 取i1=1.4i2可算出i1=4.43 i2=3.16三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为： 2各轴输入功率按电动机所需功率 计算各轴输入功率，即 3各轴输入转矩T(Nmm) 将计算结果汇总列表备用。项目高速轴中间轴低速轴N转速（r/min）2890652.8206.4P 功率（kW）3.423.283.15转
7、矩T(Nm)i传动比4.433.16效率0.990.97四、传动件的设计计算齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮Z1=24，=20则Z2=i2Z1，取=107 所以实际传动比齿面接触强度的设计计算公式为d32000KTd+1ZHZEZH
8、2（1）确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.5b.由图10-30选取区域系数ZH=2.5c.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力d.u=i=4.46,齿宽系数d=0.7，Z=0.9e.查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.在传动中，大小齿轮的齿面接触应力是相同的，而两轮的材料一般是大齿轮稍差，所以大齿轮的H较低，故按大齿轮材料的H计算.H可通过公式H=HlimSHlimZNZW计算Hlim为接触疲劳极限值，查表可知小、大齿轮的Hlim=800MPa,Hlim=650MPaSHlim为解除疲劳的安全系数，取为1.2ZN为计算时的寿命系数，取为1Z
9、W为工作硬化系数，取为1所以可知H=541.2MPag.将求得的数值代入公式（1）中得d33.3mm所以m=dz=1.383）验算齿根弯曲疲劳强度（2）认为两齿轮的的齿宽相等，相等，但由于,其中为复合齿形系数，为重合度系数，对两齿轮不同，所以应分别求出，取二者之中的较大值代入上式求m。其中为许用弯曲应力，可通过公式求出由图10-2查得大、小齿轮的齿根弯曲疲劳极限值为，YST为实验齿轮的应力修正系数，取为2YN为弯曲疲劳强度计算的寿命系数，取为1为齿根弯曲强度的最小安全系数。取为1.4由上述值求大小齿轮的计算小大齿轮的，并比较查表可知 且，故应将代入（2）式（11-15）计算。且z1=24,d=
10、0.7所以m1.004）对比计算结果,取m=1.5，则分度圆的直径d=m*z=1.5*24=36，满足齿面接触疲劳强度的要求。两结果相差不大，由此第一对齿轮传动的结果如下：z1=24,z2=107,i=4.46,1=2=20,m1=m2=1.5mmd1=36mm,d2=161mm小齿轮齿宽b=d*d=0.7*36=25.2,圆整取小齿轮齿宽为26mm.由机械设计指导说明书，小齿轮齿宽一般比大齿轮齿宽大510mm,所以取大齿轮齿宽为20mm5）、计算中心距 取a1=100mm6）结构设计，配合后面轴的设计而定。低速轴的齿轮计算选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）（HB=350HBS）8级精度,
11、查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮z3=24，=20，取=75 所以实际传动比齿面接触强度的设计计算公式为d32000KTd+1ZHZEZH2（1）确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.5b.由图10-30选取区域系数ZH=2.5c.计算小齿轮的转矩:。确定许用接触应力d.u=i=3.13,齿宽系数d=0.7，Z=0.9e.由表10-6查得材料的弹性影响系
12、数ZE=189.8MPa在传动中，大小齿轮的齿面接触应力是相同的，而两轮的材料一般是大齿轮稍差，所以大齿轮的H较低，故按大齿轮材料的H计算.H可通过公式H=HlimSHlimZNZW计算Hlim为解除疲劳极限值，查表可知小、大齿轮的Hlim=800MPa,Hlim=650MPaSHlim为解除疲劳的安全系数，取为1.2ZN为计算时的寿命系数，取为1ZW为工作硬化系数，取为1所以可知H=541.2MPa将求得的数值代入公式（1）中得d55.3mm所以m=dz=2.33）验算齿根弯曲疲劳强度（2）认为两齿轮的的齿宽相等，相等，但由于对两齿轮不同，所以应分别求出，取二者之中的较大值代入上式求m。其中
13、为许用弯曲应力，可通过公式求出由图10-2查得大、小齿轮的齿根弯曲疲劳极限值为，YST为实验齿轮的应力修正系数，取为2YN为弯曲疲劳强度计算的寿命系数，取为1为齿根弯曲强度的最小安全系数。取为1.4由上述值求大小齿轮的计算小大齿轮的并比较查表可知 且，故应将代入（2）式（11-15）计算。且z1=24,d=0.7所m1.694）对比计算结果,取m=2.5mm，则分度圆的直径d=m*z=2.5*24=60，满足齿面接触疲劳强度的要求。两结果相差不大，由此第二对齿轮传动的结果如下：z2=24,z3=75,i=3.13,3=4=20,m3=m4=2.5mmd3=60mm,d4=188mm小齿轮齿宽b
14、=d*d=0.7*60=42,圆整取小齿轮齿宽为45mm.由机械设计指导说明书，小齿轮齿宽一般比大齿轮齿宽大510mm,所以取大齿轮齿宽为40mm5）、计算中心距 取a2=125mm6）结构设计，配合后面轴的设计而定。五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，取2）初算轴的最小直径高速轴为输入轴，因为轴上有键槽，故最小直径加大3%，=10.90mm。由机械设计手册表22-1-17查得带轮轴孔有14.、16、20等规格，故取=14mm高速轴工作简图如图(
15、a)所示首先确定各段直径A段：=14mm（由最小直径算出）B段：=20mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为20mm的C段：=25mm，与轴承（深沟球轴承6205）配合，取轴承内径D段：=29mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmE段：=36mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴G段， =25mm, 与轴承（深沟球轴承6205）配合，取轴承内径F段：=29mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm第二、确定各段轴的长度A段：=1.6*14=22.4mm,圆整取=25mmB段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：=27mm, 与轴承（深沟球轴承6205）配合,加上挡油盘长度=B+
16、3+2=15+10+2=27mmG段：=27mm, 与轴承（深沟球轴承6205）配合,加上挡油盘长度F段：，=2-2=10-2=8mmE段：，齿轮的齿宽D段：=60mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=60mm轴总长L=两轴承间距离（不包括轴承长度）S=106mm，2、轴的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=18.33mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选深沟球轴承6304，故取=20mm轴的设计图如下：
17、首先，确定各段的直径A段:=20mm,与轴承（深沟球轴承6304）配合F段：=28mm，与轴承（深沟球轴承6304）配合E段：=26mm，非定位轴肩B段：=28mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C段：=34mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：=30mm, 定位轴肩然后确定各段距离：A段： =27mm, 考虑轴承（深沟球轴承6304）宽度与挡油盘的长度B段：=10mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：=43mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm得（为了安装固定）F段：=38mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：=10mm,由轴得出的两轴承间
18、距离（不包括轴承长度）S=106mm减去已知长度 得出3、轴的设计计算输入功率P=3.15KW,转速n =206.4r/min,T=146000N.mm轴的材料选用40Cr（调质），取=100所以轴的直径: =24.8mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大7%，=26.3mm。由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH2轴孔的直径=30mm长度L=60mm轴设计图 如下：首先，确定各轴段直径A段: =40mm, 与轴承（深沟球轴承6008）配合B段: =46mm,非定位轴肩,h取3mmC段: =52mm,定位轴肩，取h=3mmD段: =48mm, 非定位轴肩，h=2mmE段:
19、=40mm, 与轴承（深沟球轴承6008）配合F段: =34mm,按照齿轮的安装尺寸确定G段: =30mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =37mm,由轴承长度B段: =38mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值D段: =28mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段: =27mm, 由轴承长度F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段: =60mm,联轴器孔长度轴的校核计算,第一根轴:求轴上载荷已知：受力如右图：由工程力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩=0.6 T=11300N.mm由图可知,危险截面在左边W=0.
20、1=4666=/W=3.4MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!第二根轴求轴上载荷已知：由工程力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在小齿轮3处B W=0.1=0.1*263=1757.6 轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!第三根轴:求轴上载荷已知：受力如图：由工程力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: Ped=3kWi1=4.43i2=3.16Kt=1.5d1=36mmd2=161mmKt=1.5d3=60mmd4=188mm可知危险截面在齿轮处该处的抗弯截面模量W0.1d3=0.1*463=9733.6e=McaW=10.4MPa-1
21、=70MPa所以该轴符合强度条件六、滚动轴承的选择及计算1.轴轴承 型号为6205轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数则轴承1、2的当量动载荷为3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天两班制.寿命15年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 深沟球轴承6304基本额定动载荷Cr=15.8KN,基本2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天两班制.寿命14年.故所选轴承适用。3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天单班制.寿命120年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计
22、算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 深沟球轴承6008基本额定动载荷Cr=17KN,基本2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天两班制.寿命27年.故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算钢铸铁1轴上与联轴器相联处键的校核键A520，bhL=5520 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa满足设计要求2轴上大齿轮处键键 A614，bhL=6614 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa满足设计要求3轴上）联接齿轮处采用键A10828，bhL=10828 单键满足设计要求2）联轴器处采用A型键A 单键满足设计要求八、
23、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下：判断危险截面在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E段为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E段截面即可。抗弯截面系数抗扭截面系数左截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得：当量应力：综上所述：E段为齿轮轴啮合区域疲劳强度满足要求，满足设计要求。九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附
24、件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表a=125名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.125mm,取8mm机盖壁厚10.02a+3=5.5mm8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=16.5mm取16mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=13.15mm取8mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm连接螺栓d2的间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)
25、df=7.018.76mm取M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=5.267.01mm取M6定位销直径d(0.70.8)df=12.2714.02mm取M12df、d2、d3至外机壁距离c119mmd1、d2至凸缘边缘距离c220mm轴承旁凸台半径R1R1=C2=20凸台高度h30mm外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=44内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=52大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=9.6mm取14mm齿轮端面与内机壁距离2=8mm取10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm轴承端盖外径D2108mm115mm135mm轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁连接螺栓距离ssD22、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。