機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置2

1、 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書題 目 設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置 專業(yè)班級 12機(jī)械2班 學(xué) 號 0802120224 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 西安文理學(xué)院2014年 1月 3 日西 安 文 理 學(xué) 院機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名 專業(yè)班級 學(xué) 號 指導(dǎo)教師 職 稱 講師 教研室 機(jī)械教研室 題目 設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置 傳動系統(tǒng)圖 原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶工作拉力f/n運(yùn)輸帶工作速度 ()卷筒直徑d/mm19002.45360工作條件： 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，空載啟動，小批量生產(chǎn)，單班制工作，使用期限8年，運(yùn)輸帶速度允許誤差為目錄1 電動機(jī)的選擇及運(yùn)動參數(shù)的計算11.1電動機(jī)的選擇11.2計算傳動

2、裝置的總傳動及其分配21.3 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)22 齒輪傳動設(shè)計52.1高速軸上的大小齒輪傳動設(shè)計52.2低速軸上的大小齒輪傳動設(shè)計83 軸的設(shè)計計算123.1 輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩123.2 求作用在齒輪上的力123.3 初步確定軸的最小直徑123.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計133.5 求軸上的載荷143.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度163.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度164 滾動軸承的選擇及校核204.1 軸承的選擇204.2 滾動軸承（低速軸）的校核205 鍵聯(lián)接的選擇及校核215.1 與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核215.2 與齒輪間鍵的選擇及校核216 聯(lián)軸器的選擇及校核227 箱體

3、結(jié)構(gòu)的設(shè)計238 減速器的附件248.1 視孔蓋和窺視孔248.2 放油孔和螺塞248.3 油標(biāo)248.4 通氣孔248.5 定位銷248.6 吊鉤248.7 起蓋螺釘249 潤滑和密封方式的選擇269.1 齒輪的潤滑269.2 滾動軸承的潤滑269.3 潤滑油的選擇269.4 密封方式選取26后序 設(shè)計小結(jié)26附錄 參考文獻(xiàn)28111 電動機(jī)的選擇及運(yùn)動參數(shù)的計算1.1電動機(jī)的選擇(1）選擇電動機(jī)的類型按工作要求和工作條件選用y系列三相異步電動機(jī)。(2）選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)的有效功率為從電動機(jī)到工作機(jī)傳送帶間的總效率為 由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表1-7可知： ：聯(lián)軸器傳動效率 0.99（彈

4、性聯(lián)軸器）：滾動軸承效率 0.98（滾子軸承） ：齒輪傳動效率 0.98（8級精度一般齒輪傳動） ：卷筒傳動效率 0.96所以電動機(jī)所需工作功率為 (3）確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速按表1-8推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500三種。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500的電動機(jī)。根據(jù)電動機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表12-1選定電動機(jī)型號為y132m-4。其主要性能和參數(shù)如下表1-1和1-2：表1-1 所選電機(jī)技術(shù)數(shù)

5、據(jù)電動機(jī)型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)y132m-4 7.5 1440 2.2 2.2表1-2 所選電機(jī)安裝及外形尺寸中心高外型尺寸l（ac/2+ad）hd底腳安裝尺寸ab地腳螺栓孔直徑k軸伸尺寸de裝鍵部位尺寸fgd132515(270/2+210)3152161781238801033381.2計算傳動裝置的總傳動及其分配(1).總傳動比為 (2).分配傳動比 高速級： 取低速級： 1.3 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)(1).各軸的轉(zhuǎn)速 i軸 ii軸 iii軸 (2).各軸的輸入輸出功率 i軸 =5.68kw 5.57kw ii軸 5.40kw 5.57kw iii軸 5.13

6、kw 5.03kw 卷筒軸 4.98kw 4.88kw(3）.各軸的輸入輸出轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為 i軸 ii軸 iii軸 卷筒軸 將上述計算結(jié)果匯總與下表1-3，以備查用。表1-3 運(yùn)動和動力參數(shù)軸名輸入功率p/kw輸出功率p/kw輸入轉(zhuǎn)矩n/m轉(zhuǎn)速r/min傳動比效率i軸5.685.5737.6714403.90.95ii軸5.405.30139.66369.232.840.95iii軸5.135.03377.03130.0110.93卷筒軸4.984.88365.8130.012 齒輪傳動設(shè)計2.1高速軸上的大小齒輪傳動設(shè)計（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料齒數(shù)及螺旋角： 1.按傳動

7、方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2.輸送機(jī)為一般工作機(jī)械，速度不高，故選用8級精度。3.材料選擇 選則小齒輪材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280hbs。大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs。4.選小齒輪齒數(shù) 則：。5.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計按參考文獻(xiàn)1式10-9a計算即 （1)確定公式內(nèi)的各項數(shù)值試選載荷系數(shù) =1.3計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩：由機(jī)械設(shè)計201頁表10-6查出材料的彈性影響系數(shù)：由參考文獻(xiàn)1209頁表10-21按齒面硬度查出：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550mpa由參考文獻(xiàn)1式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：=601440

8、1（83008）=1.659109=1.659/2.4=0.424109由參考文獻(xiàn)1207頁圖10-19查出得接觸疲勞壽命系數(shù)：=0.90 =0.95計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1。=0.95600mpa=570mpa=1.2550=660mpa由參考文獻(xiàn)1193頁10-2?。挥蓹C(jī)械設(shè)計194頁10-8試選動載系數(shù)；由機(jī)械設(shè)計226頁表10-9取及為；,則=1.417，所以：錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)常取r=2.設(shè)計計算計算小齒輪分度圓直徑 mm計算圓周速度=計算載荷系數(shù)8級精度，查得與試選值相同，故選取計算小齒輪模數(shù)(3).按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 （1）確定計算參數(shù)計算載

9、荷系數(shù) 由參考文獻(xiàn)1208頁表10-21查出：小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380mpa由參考文獻(xiàn)1206頁10-18查表彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,。計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4=mpa =194.47mpa計算節(jié)圓錐角計算當(dāng)量齒數(shù)=26，150.8由參考文獻(xiàn)1200頁10-5查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 查表得：=2.62，=2.18，=1.6，=1.83。計算大小齒輪的并加以比較=0.0169；=0.0212。大齒輪值較大（4）.幾何尺寸計算1）計算中心距 ，將中心距圓整為77。2）按圓整后的中心距修整螺旋角：因值改變不多，故參數(shù)等

10、不必修整3）計算大小齒輪的分度圓直徑： 4） 計算齒輪寬度 圓整后取 2.2低速軸上的大小齒輪傳動設(shè)計(1).所選定齒輪類型，精度等級和材料與第一級相同。初選小齒輪齒數(shù)為24，則大齒數(shù)，取，初選螺旋角。(2).按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計： 1） 試選：2） 選 3)由圖10-26查得 則4）許用接觸應(yīng)力：則小齒輪的轉(zhuǎn)矩 5)則小齒輪的分度圓直徑可求出為 6)計算圓周速度：7)計算齒寬b及模數(shù)：8)計算縱向重合度： 9）已知使用系數(shù)根據(jù)v=1.25m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)由表10-4查得的值為1.451;由圖10-13查得：由表10-3查得：故載荷系數(shù)：10)按實際的載荷系數(shù)校正所謂的

11、分度圓直徑： 11)計算摸數(shù)： (3)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計： 確定計算參數(shù)：1)計算載荷系數(shù)：2)根據(jù)計算重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)：3)計算當(dāng)量齒數(shù)： 4)查取齒形系數(shù)。由表10-5查得： 由機(jī)械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限齒輪的彎曲強(qiáng)度極限；由機(jī)械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；計算彎曲疲勞許用應(yīng)力: 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，應(yīng)力修正系數(shù),得 5)計算小齒輪的并加以比較。，大齒輪的數(shù)值大。6）設(shè)計計算：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面摸數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面摸數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面摸數(shù)，取已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同

12、時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是有：,則： (4)幾何尺寸計算:1)計算中心矩2)按圓整后的中心矩修正 因值改變不多，故參數(shù)等不必修整3） 計算大小齒輪的分度圓直徑 4）計算齒輪寬度 3 軸的設(shè)計計算3.1 輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上可知 kw3.2 求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 圓周力,徑向力及軸向力的方向如圖所示3.3 初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計表11.3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，故 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型

13、號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機(jī)械設(shè)計表10.1，取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計手冊，選用hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1).為了滿足辦聯(lián)軸器的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。按照工作要求并根

14、據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中選取0基本 游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30210型，其尺寸為，故，右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行定位，手冊上查得30210型軸承的定位軸肩高度h0.07d,取h5mm,因此 . 3).取安裝齒輪處的軸端-的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒

15、輪距箱體內(nèi)壁的距離，兩圓柱齒輪間的距離c=20mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，大齒輪輪轂長度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。3.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖3-1）?，F(xiàn)將計算截面處的、及的值列于下表3-1。表3-1 截面處支反力、彎矩及扭矩載荷 水平面h 垂直面v支反力彎矩總彎矩, 扭矩圖3-1 軸的彎矩圖和扭矩圖3.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)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(qiáng)度。根據(jù)上表資料，以

16、及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計表11.2查得因此，故安全。3.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1).判斷危險截面截面a，,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面a，,b均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面c上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面c上最然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起

17、的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。截面和顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。(2).截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計表15-1得，。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機(jī)械設(shè)計附表3-2查取。因，經(jīng)差值后可查得 ， 又由機(jī)械設(shè)計圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由機(jī)械設(shè)計圖3-2的尺寸系數(shù)；由圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由機(jī)械設(shè)計圖3-

18、4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為 查機(jī)械設(shè)計手冊得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取于是，計算安全系數(shù)值，則 故可知其安全。(3).截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由附表1.4用插值法求出，并取，于是得 ，軸按磨削加工，由機(jī)械設(shè)計圖2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。4 滾動軸承的選擇及校核4.1 軸承的選擇（表4 -1）表4-1 所選軸承型號及尺寸軸號型號尺寸（）3220732206312104.2 滾動軸承（低速軸

19、）的校核 （1）查機(jī)械設(shè)計手冊得 (2)所受載荷為 (3)由公式 ，可得則 所以滿足要求，及低速級選用30210型軸承。5 鍵聯(lián)接的選擇及校核5.1 與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核1軸徑，輪轂長度，查手冊，選a型平鍵，其尺寸為，(gb/t 1095-2003)現(xiàn)校核其強(qiáng)度：,， 查手冊得，因為，故鍵符合強(qiáng)度要求。5.2 與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選a型平鍵，其尺寸為，(gb/t 1095-2003)現(xiàn)校核其強(qiáng)度：， 查手冊得，因為，故鍵符合強(qiáng)度要求。6 聯(lián)軸器的選擇及校核對于中小型減速器，輸入輸出軸都可選用彈性柱銷聯(lián)軸器，它加工制造容易，裝拆方便，成本低，能緩沖減振。本減速器均選

20、用hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器，參數(shù)見下表6-1。表6-1 所選聯(lián)軸器的技術(shù)數(shù)據(jù)型號公稱轉(zhuǎn)矩n.m許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑軸孔長度hl3630500030,32,35,3882詳細(xì)設(shè)計計算過程見軸的設(shè)計。7 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（ht150）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.1). 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2). 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xh大于40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精

21、創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3。3). 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為r=5。機(jī)體外型簡單，拔模方便.8 減速器的附件8.1 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用m8緊固8.2 放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其它部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。8.3 油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)

22、定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.8.4 通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.8.5 定位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.8.6 吊鉤：在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體.8.7 起蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下表8-1：表8-1 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚

23、度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑m16地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑m12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）m8軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）m8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）m6定位銷直徑=（0.70.8）6，至外箱壁距離查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表11-216，至凸緣邊緣距離查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表11-214外箱壁至軸承座端面距離=+（812）37齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離26箱座肋厚軸承端蓋外徑+（55.5）126，96，1089 潤滑和密封方式的選擇9.1 齒輪的潤滑 所以，采用油潤滑。高速級小齒輪處用擋油板。9.2 滾動軸承的潤滑采用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設(shè)導(dǎo)油溝，并設(shè)擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力。9.3 潤滑