帶式運輸機傳動裝置課程設(shè)計

1、機械課程設(shè)計 學(xué)生姓名 李杰 學(xué) 號 20096988 學(xué) 院 制造科學(xué)與工程學(xué)院專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化指導(dǎo)教師 岳大鑫二一一 年 十二月 五 日目 錄一、機械零件課程設(shè)計任務(wù)書3二、電動機的設(shè)計4三、計算總傳動比及分配各級的傳動比5四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算5五、傳動零件的設(shè)計計算6六、軸的設(shè)計計算11七、 減速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計24八、滾動軸承的選擇及校核計算26九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算28十、密封和潤滑的設(shè)計29十一、設(shè)計小結(jié)29十 一、參考資料30一、機械零件課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目：帶式運輸機傳動裝置電動機v帶傳動聯(lián)軸器運輸帶fv已知條件1 工作參數(shù)運輸帶工作拉力f12 kn運輸帶

2、工作速度v3 m/s（允許帶速誤差5%）滾筒直徑d= 500 mm滾筒效率hi0.96（包括滾筒與軸承的效率）2 使用工況兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。3 工作環(huán)境室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35。4 動力來源三相交流電，電壓380/220v。5 壽命要求使用折舊期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年。6 制造條件一般機械廠制造，?。ù螅┡可a(chǎn)。設(shè)計工作量：減速器裝配圖1張（a0或a1），零件工作圖 1 張，計算說明書1份。二、電動機的設(shè)計設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動工作條件：使用年限8年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力f=3000n；帶速v=2

3、.5m/s；滾筒直徑d=500mm；電動機類型的選擇： y系列三相異步電動機電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶2軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒 =0.960.9820.970.990.96=0.850（2）電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總=30002.5/(10000.85)=8.82kw （3）確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=601000v/d=6010002.5/(500)=95.49r/min按表11推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=36。取v帶傳動比i1=24，則總傳動比范圍為ia=624。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ian筒=（624

4、）95.49=573.02291.8r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由p1673查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，則選nd=1000r/min。根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為y160l-6。其主要性能：額定功率：11kw，滿載轉(zhuǎn)速970r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比（1）總傳動比：i總=nd/n筒=970/95.49=10.16（2）分配各級傳動比據(jù)表12，取齒輪i齒輪=4（單級減速器i=36合理）i總

5、=i齒輪i帶i帶=i總/i齒輪=10.16/=2.54四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）ni =n電動/i帶=970/2.54=381.89(r/min)niii=nii= ni /i齒輪=381.89/4=95.47(r/min)計算各軸的輸入功率（kw）pi=p工作=pm帶=8.820.96=8.47kwpii=pi齒輪=8.470.97=8.21kwpiii=pii聯(lián)軸器=8.210.99 =8.13kw2、 計算各軸的輸出功率（kw）pi出=p工作=pm帶軸承=8.820.960.98=8.30kwpii出= pii軸=8.210.9 8=8.05kwpiii出=

6、 piii軸承=8.130.98 =7.97kw3、 計算各軸輸入扭矩（nmm）t0 = 9550pm/ n電動= 95508.82/970 =86.84nmti=9550pi/ni=95508.47/381.89=211.81nmtii=9550pii/nii=95508.21/95.47 =821.26nmtw=9550pw/nw=95508.13/95.47 =813.26nm4、計算各軸輸出扭矩（nmm）t0 = 9550pm/ nd= 95508.82/970 =86.84 nmti出=9550pi出/ni=95508.30/381.89=207.56nmtii出=9550pii出/

7、nii=95508.05/95.47 =805.25nmtw出=9550pw出/nw=95507.97/95.47 =797.25nm五、傳動零件的設(shè)計計算1、皮帶輪傳動的設(shè)計計算選擇普通v選帶截型，由表5.53得：ka=1.2pc=kap=1.211=13.2kw由圖5-143得：選用b型v帶，確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速由圖5-143得，推薦的小帶輪基準(zhǔn)直徑為125200mm 則取dd1=160mm dd2=n1/n2dd1=2.54160=406.4mm由表5-63，取dd2=400mm實際從動輪轉(zhuǎn)速n2=n1dd1/dd2=970160/400=388r/min轉(zhuǎn)速誤差為：(n2-n2

8、)/n2=(381.89-388)/381.89 =-1.6%1200（適用）（4）確定帶的根數(shù)根據(jù)表5.33 p1=2.70kw 表5.43p1=0.30kw表5.7 3 k=0.92 表5.23 kl=0.95得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =13.2/(2.70+0.30) 0.950.92 =3.85取z=4根（5）計算軸上壓力由表5.13 查得q=0.17kg/m，單根v帶的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k-1）+qv2=50013.2/（48.13）(2.5/0.92-1)+0.178.132n =360.31n則作用在軸承的壓力fq，fq=2zf0sin1/

9、2=24360.31sin149.2/2=2778.99n2、齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級選取一對斜齒輪。齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為241286hbs。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度229286hbs；確定許用應(yīng)力（mpa）圖6.143 、圖6.153 得shlim1=700 mpa (hbs= 250 )，shlim2= 600 mpa (hbs =210 )、 sflim1= 280 mpa (hbs=250 )、 sflim2= 220 mpa (hbs =210 )、 由表6.53 取 shmin =1.2 ，sfmin =1.6 使用壽命

10、 n1=60n1 jlh= 60*381.89*8*300*16 =8.80108 （按每年300個工作日計算） n2= n1/ i = 8.80108 /4 = 2.20108 由圖6.163曲線1：zn1= 1 ，zn2= 1.12 由圖6.173得：yn1= yn2= 1 ，yst= 2shp1=583.33mpa ，shp2= 500 mpa 。sfp1= 350 mpa ，sfp2= 275 mpa 。（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（長期單向運轉(zhuǎn)的閉式齒輪傳動），工作轉(zhuǎn)矩 t1=9.55106= 211.81 nmzh= 2.42 （圖6.123），ze= 189.8 （表6.33），

11、ze = 0.8 ，yd = 1.（表6.83）z=0.98載荷系數(shù) k= kakvkakb = 1.8 其中： ka = 1.25 （表6.23 ），kv = 1.2，kb = 1，ka= 1.2。(3)確定中心距 盡量使尾數(shù)為0或5,以便于制造和測量，所以初定。 (4)選定模數(shù)、齒數(shù)、和螺旋角 一般，取螺旋角為150初選， 則 由標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取 ，則 取 則 取 則 齒數(shù)比：誤差允許范圍內(nèi)，可用。于是 滿足要求。（5）計算齒輪分度圓直徑小齒輪 大齒輪 （6）齒輪寬度 圓整大齒輪寬度 取小齒輪寬度 （7）校核齒輪彎曲疲勞強度取根據(jù)、查表?。?，又 名稱符號公式齒1齒2齒數(shù)zz28107分度圓直徑d

12、d=mz86.60330.93齒頂高h(yuǎn)aha=ha*m3.03.0齒根高h(yuǎn)fhf=(ha*+c*)m3.753.75齒頂圓直徑dada=d+2ha92.60336.93齒根圓直徑dfdf=d-2hf79.1323.43標(biāo)準(zhǔn)中心距aa=m(z1+z2)/2202.5齒寬bb=dd19590所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求，此種設(shè)計合理。六、軸的設(shè)計計算輸入軸的設(shè)計計算在單級減速器中，可將齒輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，齒輪左端面用軸肩定位，右端面用套筒軸向定位，周向采用鍵和過渡或過盈配合，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，周向定位采用過渡或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左端裝入，齒輪、套筒和

13、右軸承依次從右端裝入。（1）按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs，-1=60mpa根據(jù)表11.33，取c=112由式11.23 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則選d=33.04mm（2）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器和軸的周向定位均采用平鍵連接。按d由表4-12查得平鍵截面bh=2012，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長取70mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長取90mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為bhl=161070，配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸各段直徑和長度

14、 左起第一段軸=35mm，帶輪寬度b=82mm,b1.5d, 取60mm左起第二段取=40mm。取第二段的長度=50mm 左起第三段，取小齒輪距箱體內(nèi)壁間距a=14mm?？紤]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s，取s=8mm該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承，則軸承有徑向力，選用30209型軸承，其尺寸為ddt=458520.75，那么該段的直徑為=45mm，長度為=47mm。 左起第四段為齒輪軸段，齒輪寬為b=95mm，為了保證定位的可靠性，=50mm,取軸段長度為=91mm。 左起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為=60mm ,長度取=8mm。左

15、起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取=52mm，長度取= 14mm。 左起第七段，該段為滾動軸承安裝處，取軸徑為=45mm，長度=21（4）按彎矩復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d1=86.60mm求轉(zhuǎn)矩：已知t1=91470nmm求圓周力ft， 求徑向力fr, 求軸向力fa, fa=fttan=4891.66tan14.10=1228.7n 軸承支反力：該軸兩軸承對稱:la=lb=72.5 = =2445.83垂直面內(nèi)支反力： 得=1284.66n =550.82n 作出彎矩圖根據(jù)上述簡圖，分別求出水平面和垂直平面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎距：=177322.68nmm =9

16、3137.85nmm =39934.45nmm總彎距 =200294.76nmm =181763.85nmm 作出計算彎矩圖 =221785.12n.mm 校核軸的強度 =18.98mpa51.91mm （2）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過渡配合固定（3）確定軸的各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始左起第一段，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩tca=kat2,查表10.133取ka=1.5 則 tca=1.5805250=1207875 nmm 選用彈性注銷聯(lián)軸器

17、，型號為lx4，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000 nmm半聯(lián)軸器的孔徑=55mm，故取=55mm，查表得聯(lián)軸器軸孔長度選用 =84mm為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故該段軸的長度應(yīng)比l1略短一些，取為82mm。左起第二段，由于要軸肩定位該段的直徑取d2=60mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與開始小齒輪左端面的距離為20mm，故取該段長為l2=50mm左起第三段，該段裝有滾動軸承，選用角接觸球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用7213c型軸承，其尺寸為ddb=6512023，套筒為20mm,那么該段的直徑為d3=65mm，長度為l3=49m

18、m左起第四段，該段裝有齒輪，按照標(biāo)準(zhǔn)尺寸取d4=70mm,齒輪寬為b=90mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為l4=86mm左起第五段，為齒輪的定位軸肩,取d5=80mm，兩軸承對稱布置，長度取l5= 10mm左起第六段，該段為滾動軸承的定位軸肩，取軸徑為d6=74mm，長度l6=12mm左起第七段，該段為滾動軸承安裝處，取軸徑為=65mm，長度l7=23mm（4）按彎扭復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d2=330.93mm求轉(zhuǎn)矩：已知t2=821.26nm求圓周力ft, 求徑向力fr, 求軸向力fa, fa=fttan=4963.35tan14.070=1246.71n 該兩軸承對稱，la

19、=lb=64mm水平面內(nèi)支反力： 垂直面內(nèi)支反力： 得=2943.94n =-1081.59n 作出彎矩圖根據(jù)上述簡圖，分別求出水平面和垂直平面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎距：=158827.52nmm =194300.04nmm =71384.94nmm總彎距 =250955.52nmm =174132.11nmm 作出計算彎矩圖 =522618.82n.mm 校核軸的強度 =16.12mpa-1故安全。軸的載荷分布圖如下：（5）精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起應(yīng)力集中最重要，截面和的應(yīng)力影響相近，但截面軸徑也較大，故不必做強度校核，只需校核截面左右

20、兩側(cè)即可。 截面iv左側(cè)抗彎截面模量按表11.53中的公式計算： 抗扭截面模量： 截面iv右側(cè)的彎矩m為： 截面扭距t2為： 截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，因 , 由圖1.153得 =2.4 又查圖1.163得軸的材料敏性系數(shù)為=0.82故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 查圖1.173得尺寸系數(shù)=0.67，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.67因軸按磨削加工，得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為=0.92，軸未經(jīng)表面強化處理，即=1 ，則得綜合系數(shù)值為 材料特性系數(shù)取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取計算安全系數(shù) =1.5故可知其安全。截面iv右側(cè)抗彎截面模量： 抗扭截面模量： 截面

21、上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：過盈配合處的/值， /=0.8/，于是得 /=3.16 /=0.83.16=2.53 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為： 材料特性系數(shù)取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取計算安全系數(shù) =1.5 故該軸在左側(cè)的強度也是足夠的。又因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。七、 減速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)窺視孔和窺視孔蓋 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2)放油螺塞 減速器底部

22、設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標(biāo) 油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標(biāo)準(zhǔn)件。 (4)通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘 機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟

23、蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠(yuǎn)些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。(7)調(diào)整墊片 調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(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(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。根據(jù)表32p26，得如下表格:名稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸

24、緣厚度1.512箱座凸緣厚度1.512箱座底凸緣厚度2.520地腳螺釘直徑0.036a+12m20地腳螺釘數(shù)目a1.210齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10箱蓋、箱座肋厚、0.8 0.85=7、=7軸承端蓋外徑軸承孔直徑+（55.5）d3140,160軸承端蓋凸緣厚度(11.2) 9軸承旁聯(lián)接螺栓距離s140八、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命(一年按300個工作日計算） lh=163008=38400h對初選軸承30209校核（1）計算軸承所承受軸向力r=2762.69nr =2507.09n表6-73得c=67800n；c=83500n。表8.63取fp=1.1，由表8.73知：派

25、生軸向力s=r/2y，于是s=r/0.8cota =2762.690.4/1.5/0.8=920.90ns=r/0.8cota=2507.090.4/1.5/0.8=835.70n因fa=1228.7n指向2軸承，所以2軸承壓緊,1軸承放松，于是 a = s+fa =2064.4n a = s=920.9n（2）計算當(dāng)量動負(fù)荷表8.53知，判斷系數(shù)e=0.4。又p=fp(xr+ya)因=0.33e，則有p =1.1(0.42507.09+0.4*3.73*2064.4) =4082.8n（3）軸承壽命計算因p ()=509896h l=32000h所選軸承30209合格。 對初選軸承7013a

26、c校核（1）計算軸承所承受軸向力r=3850.39nr =2707.13n表6-61得cr=69800n；c0r=55200n。表8.63取fp=1.1，由表8.73知：派生軸向力s=0.7r，于是s=0.5r =0.53850.39=1925.20ns=0.5 r=0.52707.13=1353.57n因fa=1246.71n指向1軸承，所以1軸承壓緊、2軸承放松，于是 a = s+fa =3171.91n a = s=1353.57n（2）計算當(dāng)量動負(fù)荷由表8.53知，判斷系數(shù)e=0.39。又p=fp(xr+ya)因=0.82e，則有p =1.1(0.443850.39+1.453171.

27、91)=6293.44n因=0.50 e，則有p =1.1(0.442707.13+1.451353.57)=3153.82n（3）軸承壽命計算因p p，按左軸承計算壽命l=（）= ()=531136.62h l=32000h所選軸承7013ac合格。九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算（1）大帶輪與輸入軸的聯(lián)接 軸徑d1=35mm,l1=60mm 查p531選用a型平鍵，得： gb/t 1096 鍵 10850 (a型）, （2）輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=50mm, l2=91mm 查p531選a型平鍵，得： gb/t 1096 鍵 14980 (a型） （3）輸出軸與半聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=55mm , l3=112mm 查p53 1選用普通平鍵（c型），對稱布置，得：gb/t 1096 鍵 c161070 （4）輸出軸與齒輪2之間的聯(lián)接軸徑d4=70mm , l4=86mm 查手冊p53 選用a型平鍵，得：gb/t 1096 鍵 201270(a型） 十、密封和潤滑的設(shè)計