二級斜齒輪課程設計 帶式運輸機傳動裝置的設計

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1、 機械設計課程設計說明書 （2010級） 論文（設計）題目 帶式運輸機傳動裝置的設計 作 者 專 業(yè) 班 級 指導教師（職稱） 成果完成時間

2、 目 錄 目 錄 1 設計任務書 1 一、傳動方案的擬定 2 二、電動機的選擇 3 三、傳動裝置的運動和動力參數計算 4 四、傳動零件的設計 6 （一） V帶的設計與計算 6 （二） 高速級齒輪傳動設計 8 （三） 低速級齒輪傳動的設計 11 五、軸與軸承的設計計算及校核 15 (一) 軸的設計 15 (二) 軸的校核： 18 六、聯軸器的選擇 20 七、潤滑方式的確定 21 八、減速器的各部位附屬零件的設計 22 九、參考資料 23 設計任務書 一、設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計 帶式運輸機連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，單班工作制，使用期限

3、10年，載荷較平穩(wěn)，小批量生產。允許輸送帶速度誤差為５％。 二、原始數據 運輸帶的牽引力P(N) 2500 每日工作小時數（h） 8 輸送帶帶速V(m/s) 0.8 傳動工作年限(y) 10 滾筒直徑D(mm) 300 每年工作天數(d) 300 三、設計工作量 設計說明書1份； 減速器裝配圖1張（A1號圖）； 零件工作圖2張（軸、齒輪A3號圖）。 四、參考文獻 1．《機械設計》教材 2．《機械設計課程設計指導書》 3．《機械零件手冊》 4．其他相關書籍 設 計 內 容 計 算 及 說 明 一、傳

4、動方案的擬定 根據設計題目確定傳動方案如下： 1——電動機；2——帶傳動；3—圓柱直齒輪減速器；4—聯軸器；5—滾筒；6—輸送帶 二、電動機的選擇 1. 選擇電動機類型：按工作要求和工作條件選用三相異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y系列 2. 選擇電動機所需的功率為：傳動滾筒所需的有效功率 該傳動裝置的總傳動效率（查表3-1） 其中：為V帶的效率 0.96 , 為齒輪傳動的效率 0.97 為軸承的效率 0.97 為齒聯軸器的效率 0.99 為卷軸的效率 0.96 所需電動機

5、功率 3. 確定電動機轉速 由于V帶的傳動比范圍為2～4，減速器的傳動比范圍為8～40，則總傳動比范圍為16～160。所以電動機轉速為768～7680 r/min。 查表得：同步轉速為1000 r/min,1500r/min的方案均滿足要求。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案如下： 方案 電動機型號 額定功率/kW 同步轉速 /（） 滿載轉速/( ) Ⅰ Y100L2-4 3 1500 1430 Ⅱ Y132S-6 3 1000 960 比較以上二種方案，為使傳動裝置結構緊湊、合理，現選擇方案I。電機型號為：Y

6、100L2-4 具體參數如下:額定功率：=3 kW 同步轉速：=1500 r/min 4極 滿載轉速：＝1430 三、傳動裝置的運動和動力參數計算 1、 總傳動比 工作機的轉速 由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為：＝＝1430/51＝28.04 2、 分配傳動裝置傳動比 = 式中，，，分別為V帶傳動和減速器的一、二級傳動比 為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初?。?.0，則減速器傳動比為＝＝28.04/2.0＝14.02 查表:根據各原則得: 高速級（一級）傳動比為＝=4.43 低速級（二級）傳動比為＝＝3

7、.16 3、 各軸的轉速n(r/min) ==1430r/min =/＝1430/2＝715 r/min =/＝715/4.43＝161.4 r/min ==161.4/3.12=51.08 r/min 4、 各軸的輸入功率P（kW） =2.88 kW =2.71 kW =2.55 kW 5、 各軸轉矩T（Nm） 軸號 轉速 功率 轉矩 傳動比 1 715　 2.88 38.47　 4.43　 2　 161.4　 2.71　 160.35　 3.16　 3 51.08 2.55　 476.75

8、 四、傳動零件的設計 （一） V帶的設計與計算 1、確定計算功率 查表（書）8-7得：工作情況系數 2、選擇V帶的帶型 根據查圖（書）8-11 選用A型計算 3、確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑。查表（書）8-6和8-8，暫取。 2） 驗算帶速v 帶速在范圍內,合適。 3） 計算大帶輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑 查表（書）8-8 4、求V帶的基準長度和中心距 1） 初選中心距: 根據，初選 2） 帶長： 查表（書）8-2 對于A型帶選用=1400 mm 3） 實際中心距：=486 mm 5

9、、驗算小帶輪上的包角 故符合要求。 6、求V帶的根數 1)計算單根V帶的額定功率 由=1430 r/min， 查表（書）8-4a得： 根據=1430 r/min，i=2和A型帶，查表（書）8-4b得：=0.1684 kW 查表（書）8-5得：=0.98 查表（書）8-2得：=0.96 2） 計算V帶的根數z =2.87 取=3 7、計算單根V帶的初拉力的最小值 查表（書）8-3得A型帶的單位長度質量：=0.10 kg/m 所以 應使帶的實際出拉力 8、計算壓軸力 壓軸力的最小值為 9、帶輪的結構設計 查表得： 小帶輪直徑=

10、90mm 故選用腹板式 大帶輪直徑180 mm 故選用腹板式 （二） 高速級齒輪傳動設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）、按（書）10-23所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 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。由表（書）10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）、選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取。 5)初選螺旋角 2、按輪齒接觸強度設計計算 由設計計算公式（10-9a）進

11、行試算，即 1）、設齒輪按7級精度制造。試選載何系數。 2）、計算小齒輪傳遞的轉矩 查表（書）10-7得：齒寬系數=1。 3）、由表（書）10-7查得材料的彈性影響系數 由圖10-30選取區(qū)域系數 4）由圖10-26得： 5）、由圖（書）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）、由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 8）、計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數S=1，得 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中取較小的值。 =40mm 2）、計算圓周速度

12、v. 3)計算齒寬b。 mm 4)計算齒寬與齒高之比 模數 齒高 縱向重合度 5)、計算載荷系數。 根據,7級精度，由圖（書）10-8查得動載荷系數；斜齒輪，。 由表（書）10-2查得使用系數； 由表（書）10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。 由，，查圖（書）10-13得;故載荷系數 6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 7）計算模數m 3、按齒根彎曲強度設計 設計公式 (1)、確定公式內的計算值 1）由圖10-20c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）由圖10-

13、18取彎曲疲勞壽命系數. 3）,由縱向重合度，得,計算當量齒數， 4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞強度安全系數S=1.4 則： 5)查取齒型系數 由表10-5查得 6）查去應力校正系數 7）計算大、小齒輪的并作比較 （2）、設計計算 按齒根彎曲疲勞強度計算出的模數為(取最小): =1.41 比較計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞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1.41并就接近圓整為標準值m

14、=1.5，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數： 大齒輪齒數 4、幾何尺寸的計算 （1）中心距 mm （2） 按圓整后中心距計算螺旋角 （3）計算分度圓直徑 （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪大齒輪 （三） 低速級齒輪傳動的設計 1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1）仍然是選直齒圓柱齒輪。 2）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度足夠。 3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪的材料為40Cr（調質），調質處理，硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），正火處理，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4

15、）選小齒輪齒數為，則大齒輪齒數，取. 2、按齒面接觸強度設計 設計公式 （1）、確定公式內的各計數值 1）試選載荷系數Kt=1.3 2）小齒輪傳遞的轉矩 3）查表10-7選取齒寬系數 4)查表10-6得材料的彈性影響系數 5）由教材圖10-21按齒面硬度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)齒數 ， 7）由圖10-19選取接觸疲勞壽命系數 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%，安全系數S=1， 取較小的值 （2）、計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑，取 =76.762mm 2）計算圓周速度 3）計算齒寬 4）計算

16、齒寬與齒高比 模數 mm 齒高 5）計算載荷系數 根據v=0.65m/s ，7級精度，由教材圖10-8查得動載系數Kv=1.06 因為是直齒齒輪，所以，由表10-2查得使用系數KA=1；由表10-4用插入法查得7級精度小齒輪支承非對稱時；由，,查圖10-13得，故動載系數 6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 7）計算模數 3、按齒根彎曲強度設計 設計公式 (1)、確定公式內的計算值 1）由圖10-20c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）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數. 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎

17、曲疲勞強度安全系數S=1.4 則： 4)計算載荷系數K 5)查取齒型系數 由表10-5查得 6）查去應力校正系數 7）計算大、小齒輪的并作比較 （2）、設計計算 按齒根彎曲疲勞強度計算出的模數為(取最大): =2.28mm 比較計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞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2.28并就接近圓整為標準值m=2.5，按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數： ，取=33 大

18、齒輪齒數 取=102 4、幾何尺寸的計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 mm （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪大齒輪 五、軸與軸承的設計計算及校核 (一) 軸的設計 1．高速軸的設計： （1）軸上的功率 轉速 轉矩 （2）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，取 因為高速軸最小直徑處裝大帶輪，設一個鍵槽，因此 所以mm ，取帶寬=49mm 圓整為30mm 選擇深溝球軸承，根據，初選取標準精度級的滾動軸承6206，其尺寸為，故==30mm

19、 （3）鍵的設計 根據，軸段上采用鍵 根據，軸段上采用鍵 2.中間軸的設計： （1）選用滾動軸承6206 (2)根據，，軸段上采用鍵 根據，，軸段上采用鍵 3、低速軸的設計 (1) 軸上的功率 轉速 轉矩 （2）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表15-3，取 于是得： 安裝聯軸器設一個鍵槽， 再根據后面密封圈的尺寸，取 輸出軸的最小直徑是安裝聯軸器處的軸的直徑，聯軸器的計算轉矩 Ngmm 計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩。 按照計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩的條件，查（機械設計課程設計）表1

20、7-3，選LX3型，公稱轉矩為1250000N.mm，孔徑d=42，L=112，許用轉速為4700r/min， 半聯軸器與軸配合的轂孔長度112，故適用。 （3）1)足半聯軸器軸向定位要求， 所以，取=52mm 左端用軸端擋圈定位，要略短于一些，現取=110mm 2)選滾動軸承，根據，標準精度級的滾動軸承6211尺寸，故==55mm 3） 4） (4)鍵的選擇：：，： (二) 軸的校核： 作用在齒輪上的圓周力： 徑向力： 求垂直面的支反力： 以1為中心，列扭矩方程得： 以2為中心，列扭矩方程得： 求水平面

21、的支反力： 以1為中心，列扭矩方程得： 以2為中心，列扭矩方程得： 按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度，取，軸的計算應力 查表可得，因此，，故安全。 繪制扭矩圖和彎矩圖： 六、聯軸器的選擇 根據工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸（低速軸）選用彈性主銷聯軸器，考慮到轉矩變化小，取，則 N.mm 按照計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩的條件，查（機械設計課程設計）表17-3，選LX3型，公稱轉矩為1250000

22、N.mm，孔徑d=42，L=112，許用轉速為4700r/min， 半聯軸器與軸配合的轂孔長度112，故適用。 七、潤滑方式的確定 1、 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為0.65m/s，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑。 2、 軸承的潤滑 軸承,用脂潤滑,選擇高溫潤滑脂(G11124-89),代號7017-1號 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，選用全損耗系統(tǒng)用油(GB/T443-1989),代號L-AN15潤滑油。 八、減速器的各部位附屬零件的設計 1. 窺視孔蓋與窺視孔： 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處

23、要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。 以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況.滑油也由此注入機體內. 2. 放油螺塞 放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側，以便于放 油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。 3. 油標 油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。 4. 通氣器 減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓

24、力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成. 5. 啟蓋螺釘 為了便于啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調整. 6. 定位銷 為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置. 7. 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應在

25、機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。 8. 調整墊片 用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用. 9. 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內. 九、參考資料 1、《機械設計》（教材）第八版，高等教育出版社，主編：濮良貴 紀名剛 。 2、《機械設計課程設計》，高等教育出版社，主編：李育錫。 3、《機械制圖》（第六版）（教材），高等教育出版社，主編：朱冬梅 何建英 4、《機械原理》（第七版）（教材），高等教育出版社，主編：孫桓 陳作模 葛文杰 5、《材料力學》（第4版）（教材），高等教育出版社，主編：

26、劉鴻文 結 果 總傳動效率 所需電動機功率 選Y100L2-4 總傳動比為： 28.04 高速級傳動比：＝4.43 低速級傳動 ＝3.16

27、 帶的計算功率 V帶選取A型 帶速 小帶輪直徑 大帶輪直徑 基準長度 =1400mm 中心距 =486mm V帶根數 Z=3 壓軸力

28、 模數1.5mm 小齒輪齒數 =29 大齒輪齒數 =128 中心距 a=122mm 小齒輪寬 大齒輪寬

29、 模數2.5mm 小齒輪齒數 =33 大齒輪齒數 =102 中心距 a=169mm 小齒輪寬 大齒輪寬 高速軸長度 高速軸直徑： 中間軸直徑 中間軸長度 低速軸直徑 低速軸長度 Ft=3896.1N Fr=1418.1N W= 22