课程设计说明书带式运输机传动装置的设计

《课程设计说明书带式运输机传动装置的设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《课程设计说明书带式运输机传动装置的设计（35页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、课程设计说明书课程名称： 机械设计 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 专 业：机械设计制造及其自动化 班级：机械1002学生姓名: 林鹏 学 号: 1012110202指导教师: 邱显焱 湖南工业大学科技学院教务部 制 2013年1月2日 目录1、 任务书.32、 选择电动机.4三、传动比分配.4四、各参数计算.5五、高速级齿轮传动设计.6六、低速级齿轮传动设计.10七、轴（输入轴）的设计及其轴承寿命校核 .14八、轴（中间轴）的设计及其轴承寿命校核 .20九、轴（输出轴）的设计及其轴承寿命校核 .26十、箱体结构尺寸.33十二、设计总结.34十二、参考文献.35一、任务书1.带式动运输机

2、工作原理 带式动运输机传动示意图如右图所示：2.已知条件 （1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35； （2）使用折旧期：8年; （3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修; （4）动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V； （5）运输带速度允许误差：5%； （6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批生产。 3.设计数据题号运输带工作拉力F(N)运输带工作速度(m/s)卷筒直径D（mm）1221001.1250 4.传动方案二级展开式圆柱齿轮减速器传动方案如下图：5设计内容 1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；

3、2）完成减速器装配图一张（A0或A1）； 3）零件工作图1-3张； 4）编写课程设计说明书1份。二、选择电动机查表1-5得各机构传动和摩擦副效率如下：圆柱齿轮传动（8级）=0.97联轴器（弹性联轴器）=0.994滚动轴承（球轴承）=0.99卷筒 =0.96工作机的总效率为总 = =0.86工作机所需的功率=2.69KW设电动机的输出功率为各轴的功率为=2.69KW =2 =2.690.994=2.67KW = 31 =2.670.990.97=2.56KW =31 =2.560.990.97=2.46KW 23 =2.460.9940.99=2.42KW由表12-1得电动机型号额定功率满载功率

4、Y100L2-43KW1430r/min3、 传动比分配 又因为卷筒的转速即为轴转速： =v/D=84r/min总传动比：i=/=1430/84=17查表1-6和14-2得 =3.6 =5 因为 =1430r/min所以 =/=/=1430/3.6=400r/min =/=400/5=80r/min四、各参数的计算 各轴的转矩为： =9550=9550=17.96Nm =9550=9550=17.83Nm =9550=9550=61.12 Nm =9550=9550=293.66 Nm =9550=9550=288.89 Nm各参数的计算数值：电动机轴轴轴轴功率（KW）2.692.672.56

5、2.462.42转速（r/min）143014304008080转矩（Nm）17.9617.8361.12293.66288.89效率0.9940.960.960.98传动比13.6515、 高速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型为斜齿圆柱齿轮传动2.选用8级精度（GB10095-88）3.材料热处理选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数125，大齿轮齿数。5.初选螺旋角=146.按齿面接触强度设计： (1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数由图10-30选取区域系数由图10-

6、26查得 ； 则 计算小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿宽系数 由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限计算应力循环次数由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽 计算齿宽与齿高之比模数：齿高：计算纵向重合度 计算载荷系数K根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数4由表10-4查得 由图10-13查得由表10-3查得由表10-2查得使用系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得：计算模数7.按齿

7、根弯曲疲劳强度设计 ） 确定公式内的各计算数值（1）计算载荷系数 （2） 根据纵向重合，从图10-28查得螺旋角影响系数（3） 计算当量齿数 （4）查取齿形系数由表10-5查得 （5）查取应力校正系数由表10-5查得 （6）计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限，由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S1.3 （7） 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数据大 （8）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数mn大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力。而齿面接

8、触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数0.903mm并就近圆整为标准值m=1mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数。 取=33，大齿轮齿数： 取=119这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。8.几何尺寸计算（1） 计算中心距 将中心距圆整为a=79mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 由值改变不大故参数等不必修正（3）计算分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 取六、低速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型为直齿圆柱齿轮传动2.选用8级精度（GB10095-88）3.材料热处理选择。由表10-1选择小齿

9、轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数320，大齿轮齿数5.按齿面接触强度设计：(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩 由表10-7选取齿宽系数 由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限计算应力循环次数由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，得（2）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽 计算齿宽与齿高之比模数：齿高：计算载荷系数

10、K根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数由于是直齿轮，由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 由于=8.88 ，查图10-13得故载荷系数: 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得：计算模数6按齿根弯曲疲劳强度设计 由式 得弯曲强度） 确定公式内的各计算数值（1）由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 (3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.3 （4）计算载荷系数 (5)查取齿形系数由表10-5查得（6）查取应力校正系数由表10-5查得 计算大小齿轮的

11、并加以比较 大齿轮的数据大（7）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.88mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数。 大齿轮齿数：这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。7几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径 (2) 计算中心距 (3) 计算齿轮宽度 取7、 轴（输入轴）及其轴承寿命校核 1 求作用在齿轮上的力

12、因已知高速级小齿轮的分度圆直径=34.06mm 而 2初定轴的最小直径与联轴器的选择 选轴的材料为45，调质处理，根据表15-3，取 输入轴最小直径为安装联轴器处的轴径。为了使所选直径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取则查机械设计手册选用GB/T 5014-2003中的LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250Nm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度为L=32mm，与轴配合的毂孔长度为27mm。3.轴的结构设计1）装配方案如图轴1：）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-

13、III段的直径左端用轴用挡圈定位，轴用挡圈直径D=25mm半联轴器与轴配合的毂孔长度=27mm。为了保证轴用挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II轴段长度比L1略小LI-II=25mm。（2）初选型号7005C的角接触球轴承。由机械设计手册得dDB=25mm47mm12mm故dIII-IV=dVII-VIII=25mm 而轴承采用轴肩定位，由手册上查得7005C型轴承所需轴肩 (3)取安装齿轮处轴段V-VI的直径，因齿根圆直径。查手册表4-1得键槽深，齿根圆到键槽底面的距离，所以做成齿轮轴。 (4) 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆便于对轴承润滑取端盖的外端面与半联轴

14、器右端面间的距离故取 。 （5）取齿轮距箱体内壁距离为a=10 ，直齿轮与斜齿轮之间距离c=15mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，距箱体内壁一段距离s取s=4mm 如图1 圆柱齿轮减速器简图 则： 至此，已初步确定了轴的各段长度3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接,按 由手册表4-1得平键bhB=5mm5mm16mm半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向由过渡配合来保证，此处选直径公差为m6。 4）确定圆角，倒角如图轴1所示： 轴14. 求轴上的载荷： 对于7005C型角接触球轴承，由手册中查得a=11mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距=115mm+3

15、5mm=150mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图3所示 图3 输入轴的载荷分布图从轴的弯扭图可以看出C截面是危险截面，图中各应力如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=244N FNH2=803NFNV1=61N FNV2=332N弯矩MMH=28060Nmm=7015Nmm =11620Nmm总弯矩扭矩TT1=17830Nmm5.抗弯扭合成应力校核轴的强度 因为扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的应力计算： 前已知选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa.0.07d故取h=4mm则dIII-IV=38mm。（2）由图1圆柱齿轮减速器简图可

16、得：3）轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按 由手册表4-1得，小直齿圆柱齿轮的键为bhL=8mm7mm56mm，大斜齿圆柱齿轮的键为bhL=8mm7mm28mm同时齿轮与轴的配合为。角接触球轴承与轴的周向由过渡配合来保证，此处选直径公差为m6。 4）确定圆角，倒角如图轴2所示：查表15-2，取轴端角为1.045。 轴 中间轴的结构简图4求轴上的载荷： 对于7005C型角接触球轴承，由手册中查得=11mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距=67.5mm+35mm=102.5mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示图5： 图5 中间轴的载荷分布图现将计算出的截面B,C

17、处的的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F FNH1=1682N FNH2=1421N FNV1=342N FNV2=51N弯矩M MH1=84100Nmm MH2=53288Nmm MV1=17100Nmm MV2=1913Nmm MV3=17575Nmm总弯矩 M1=85821Nmm M2=53322NmmM3=56111Nmm 扭矩T T2=61120Nmm5.抗弯扭合成应力校核轴的强度 因为扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的应力计算： 前已知选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa.0.07d故取h=5mm则dIII-IV=63mm。轴环宽度b1.4

18、h,取。 取轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的便于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左端面间的距离故取 。 由图1齿轮减速器简图可知 至此，以初步确定了轴的各段直径和长度(3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位匀采用平键连接，按 由手册表4-1得平键bhL=16mm10mm45mm,同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为（手删表17-2）;同样半联轴器与轴的连接选取平键bhL=10mm8mm50mm，半联轴器与轴的配合为。轴承与轴的周向由过渡配合来保证，此处选直径公差为m6。 4）确定轴上圆角和倒角尺寸：查表15-2，

19、取轴左端角为2.045，右端倒角为1.245。各轴肩处的圆角半径见如图轴：5.求轴上的载荷：轴的受力情况及弯矩图扭矩图如图3-2所示： 图7 输出轴的载荷分布图从轴的弯扭图可以看出B截面是危险截面，图中各应力如下表：载荷水平面H垂直面V支反力F FNH1=1352N FNH2=673N FNV1=492N FNV2=245N 弯矩M MH=73684Nmm MV=26814Nmm 总弯矩 M=78411Nmm 扭矩T T3=293660Nmm6.抗弯扭合成应力校核轴的强度 因为扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的应力计算： 前已知选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得-1=6

20、0Mpa.1.217mm齿轮端面与箱体内壁距离2212 mm两齿轮端面距离4=2019 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1f=28mmC11=23mmC12=17mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=30mmC21=21mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2 Kf=58mm K1=34mm K2=32mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d117mm箱座肋厚0.8510mm轴承旁凸台高度h根据结构要求确定46mm轴承旁凸台半径21mm十一、设计总结 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程”千里

21、之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础 说实话，课程设计真的有点累然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这3周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有2次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来但一想起周伟平教授，黄焊伟总检平时对我

22、们耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定呀养成一种高度负责，认真对待的良好习惯这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练 短短三周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用想到这里，我真的心急了，老师却对我说，这说明课程设计确实使我你有收获了老师的亲切鼓励了我的信心，使我更加自信 最后，我要感谢我的老师们，是您严厉批评唤醒了我，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀今天我为你们而骄傲，明天你们为我而自豪十二、参考文献1.机械设计第八版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2006年2.机械设计课程设计第四版 吴宗泽 罗圣主编著 高等教育出版社 2012年3.机械原理第一版 郑甲红 朱建儒 刘喜平主编 机械工业出版社2006年4.机械设计手册（软件版）R2.0数字化手册系列（软件版）编写委员会编制 机械工业出版社 2003年5.材料力学第四版 刘洪文主编 高等教育出版社 2004年