機械設計基礎課程設計帶式運輸機傳動裝置1

1、 機械設計基礎課程設計課程名稱 機械設計基礎 題目名稱_帶式運輸機傳動裝置_學生學院 機械與動力工程學院 專業(yè)班級 學 號 學生姓名 指導教師 2009年12月15日目 錄設計任務書3傳動方案的擬定及說明4電動機的選擇4傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算5傳動零件的設計計算6軸的設計計算15滾動軸承的選擇和計算22鍵聯(lián)接的選擇和計算22減速器附件的選擇和密封類型的選擇22聯(lián)軸器的選擇23減速器箱體的設計23設計小結24參考文獻24一、課程設計的內容設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。設計內容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設

2、計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。二、課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運輸帶工作拉力： f = 4.8 kn； 2運輸帶工作速度： v = 1.7 m/s； 3卷筒直徑： d = 450 mm； 4使用折舊期： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量。 7. 滾筒效率 =0.96； 8. 工作環(huán)境 室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35； 9. 動力來源 電力，三相交流，電壓380220v； 10. 檢修間隔期 四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；三、 課程設計應完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張（軸、

3、齒輪各1張）；3設計說明書 1份。四、傳動方案的選擇 共有七個方案供選擇，我選擇第三個方案，如下圖所示。 選擇理由：1.環(huán)境灰塵較大，環(huán)境比較惡劣，工作時間很長，如果選擇開式傳動，灰塵進入傳動裝置，很容易磨損失效。故選擇閉式傳動，于是排除了a方案和d方案。2.f方案采用渦輪蝸桿式，適合于較大拉力和較小速度的情況，不適合本題中的要求。3.d、e方案中采用了斜齒圓柱齒輪，會產生較大的軸向力和徑向力，不合適。4.b、c、g方案中，c方案結構較為緊湊。在室內不會占很大的地方。綜合以上考慮，選擇c方案。5、 電動機的選擇： 根據(jù)設計指導書推薦，采用y 系列電動機。電動機要求功率和轉速的計算：帶式輸送機所

4、需功率=f*v/(1000*)=(4800*1.7)/(1000*0.96)=8.5kw;電動機輸出功率 =/ ;其中 為各效率概略值的總作用，各效率概略值取值如下表(查手冊表1-7)：符號效率概略值個數(shù)取該值原因說明彈性聯(lián)軸器0.9922這類聯(lián)軸器因裝有彈性元件，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖減振的能力，比較具有代表性8 級精度齒輪傳動副0.9628 級精度齒輪為鑄造中對精度無特殊要求的齒輪。滾子軸承0.983滾動軸承：摩擦阻力小、啟動靈敏、效率高、潤滑簡便易于互換。=0.992*0.96*0.98=0.85358；故 =/ =8.5/0.85358 kw=9.958 kw；=v

5、/(*d)=1.7/(3.14*0.45)=1.2r/s=72.2r/min;已知二級圓柱齒輪傳動比i8-40,可得電動機轉速范圍n = 577.6 2888r /min工程上通常使用1500r/min 和1000r/min 兩種規(guī)格，可大致選定以下兩種型號的電動機.電動機額定功率(kw)轉速(r/min)計算值9.958577.6 2888y 160m-4111460y 160l-611970注：y 160m4 有4 對磁極，比有6 對磁極的y 160l6 更加節(jié)約空間，最后選定電動機y 160m4。六、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1)傳動裝置總傳

6、動比由電動機的滿載轉速n和工作機主動軸轉速n可確定傳動裝置應有的總傳動比為i=/=1460/72.2=20.222）分配各級傳動比為滿足相近的浸油條件，高速齒輪傳動比為i=1.11.4i； 所以由i= i i， 高速級齒輪傳動比 低速級齒輪傳動比5、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)已知各級傳動副傳動比，已知電動機輸出功=9.958kw和轉速=1460r/min,且計算得電動機的輸出轉矩=9550*/=9550*9.958/1460=65.14n*m 。根據(jù)設計指導書172頁公式逐一計算得各軸運動和動力參數(shù)。 1 號軸（高速軸）：電動機輸出軸與1 號軸之間存在一個聯(lián)軸器效率.故取=0.992. =1

7、460r/min =9.958*0.992=9.878kw; =65.14*0.992=64.62kw;2 號軸（從動軸）：1 號軸與2 號軸之間存在一個軸承效率、一個齒輪傳動副效率。故取=0.96*0.98=0.9408； =/=1460/5.32=274.4r/min =9.878*0.9408=9.293kw; =64.62*5.32*0.9408=323.4n*m;3 號軸（低速軸） 2 號軸和3 號軸之間存在一個齒輪傳動副效率，一個軸承效率。故取 =0.96*0.98=0.9408； =/=274.4/3.8=72.2r/min; =9.293*0.9408=8.743kw; =32

8、3.4*3.8*0.9408=1156kw;綜上，各軸運動和動力參數(shù)整理如下表，以便于以后的計算查找。軸1軸2軸3轉速r/min1460274.472.2輸入功率kw9.8789.2938.743輸入轉矩nm64.62323.41156四、傳動零件的設計計算齒輪的設計1. 材料選擇： (1).小齒輪材料選擇40mnb調質處理，齒面硬度241286hbs。接觸疲勞極限=680760mpa，取720mpa ,彎曲疲勞極限=580610mpa，取600mpa。 (2).大齒輪材料選用zg35simn 調質處理，齒面硬度241269hbs。接觸疲勞極限=590 740mpa ，取630mpa。彎曲疲勞

9、極限=500 520mpa ，取510mpa。 (3) 、補充說明：如此大小齒輪材料的選擇滿足軟齒面齒輪硬度差為3050mpa的要求。該設計中的高速級齒輪對和低速級齒輪對都服從該材料選擇。為便于下一步的計算，先將齒輪許用應力值整理如下（根據(jù)課本171 頁表115，取最小安全系數(shù)=1.1 ,=1.3.) =/=720/1.1=655mpa =/=630/1.1=573mpa =/=600/1.3=462mpa =/=510/1.3=392mpa2. 齒輪直徑估計及相關參數(shù)的確定 由課本171 頁，根據(jù)齒面接觸強度，齒輪估算公式 mm 電動機載荷均勻，取k = 1.2兩齒輪均為鍛鋼，取彈性系數(shù) =

10、189.8 標準齒輪，取= 2.5 齒輪相對于軸承非對稱分布（軟齒面），取齒寬系數(shù)= 0.8 代入各系數(shù)及t = 64.62n m = 6.462n*mm ,得高速級小齒輪直徑范圍 =54.05mm代入各系數(shù)及t = 323.4n*m =3.234 n*mm，得低速級小齒輪直徑范圍 =94.37mm現(xiàn)暫取=60mm ，=96mm.高速級：令=20,則=20*5.38=107.6108. i=108/20=5.4, 5.4與5.38誤差在3%范圍內，滿足設計指導書提出的要求，故可采用模數(shù)m=/=60/20=3mm ,則小齒輪實際直徑=60mm,大齒輪實際直徑=3*108=324mm. 低速級：令

11、=96/3=32,則=32*3.8=121.6122. i=122/32=3.81, 122與32誤差在3%范圍內，滿足設計指導書提出的要求，則小齒輪實際直徑=96mm,大齒輪實際直徑=3*122=366mm. 可以看出，兩組齒輪的齒寬不相等： 高速級齒寬b=60*0.8=48mm ,圓整后小齒輪齒寬=50mm，大齒輪齒寬=45mm。 低速級齒寬b=96*0.8=76.8mm ,圓整后小齒輪齒寬=80mm，大齒輪齒寬=75mm。3. 輪齒彎曲強度校核 由校核公式=，對輪齒彎曲強度進行校核。由課本173 頁圖118 和174 頁圖119： =20時，齒形系數(shù)=2.9，齒根修正系數(shù)=1.57 =1

12、35時，齒形系數(shù)=2.2，齒根修正系數(shù)=1.83 =32時，齒形系數(shù)=2.6，齒根修正系數(shù)=1.625 =122時，齒形系數(shù)=2.2，齒根修正系數(shù)=1.83 代入數(shù)據(jù)，對高速級小齒輪校核得=60.67mpa ,=60.67mpa392mpa. 對高速級大齒輪校核得=64.23mpa ,=64.23mpa392mpa . 對低速級小齒輪校核得=171.13mpa ,=171.13mpa392mpa. 對低速級大齒輪校核得=174.72mpa ,=174.72mpa392mpa .校核均滿足要求。4. 齒輪參數(shù)總表參數(shù)名稱 數(shù)值參數(shù)名稱數(shù)值小齒輪直徑（高速）60mm大齒輪直徑（高速）324mm小齒

13、輪直徑（低速）96mm大齒輪直徑（低速）366mm中心距(高速)(60+324)/2=192mm中心距(低速)(96+366)/2=231mm齒頂高3mm齒根高3.75mm小齒輪齒數(shù)（高速）20大齒輪齒數(shù)（高速）108小齒輪齒數(shù)（低速）32大齒輪齒數(shù)（低速）122小齒輪齒寬（高速）50大齒輪齒寬（高速）45小齒輪齒寬（低速）80大齒輪齒寬（低速）75模數(shù)3mm五、軸的設計計算為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為1高速軸設計1）按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40cr，調質處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑高速軸為輸入軸

14、，最小直徑處跟v帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=20mm。取=20mm高速軸工作簡圖如圖(a)所示首先確定個段直徑a段：=20mm 有最小直徑算出b段：=25mm，根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為25mm的c段：=30mm，與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內徑d段：=36mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mme段：=60mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據(jù)課程設計指導書p116g段， =30mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內徑f段：=36mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm第二、確定各段軸的長度a段：=1.6*20=32mm,

15、圓整取=30mmb段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mmc段：=28mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設計p24）=b+3+2=16+10+2=28mmg段：=29mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設計p24）f段：，=2-2=10-2=8mme段：，齒輪的齒寬d段：=92mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內壁寬度減去箱體內已定長度后圓整得=92mm軸總長l=290mm兩軸承間距離（不包括軸承長度）s=174mm，2、軸的設計計算1）、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相

16、同，40cr，調質處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=34.3mm。根據(jù)減速器的結構，軸的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初選圓錐滾子軸承30207，故取=35mm軸的設計圖如下：首先，確定各段的直徑a段:=35mm,與軸承（圓錐滾子軸承30207）配合f段：=35mm，與軸承（圓錐滾子軸承30207）配合e段：=43mm，齒輪軸上齒輪的分度圓直徑b段：=48mm, 非定位軸肩，與齒輪配合c段：=96mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑d段：=50mm, 定位軸肩然后確定各段距離：a段： =29mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30207）寬度與擋油

17、盤的長度b段：=8mm,根據(jù)軸齒輪到內壁的距離及其厚度c段：=80mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬e段：=43mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定）f段：=41.5mm，考慮了軸承長度與箱體內壁到齒輪齒面的距離d段：=9.5mm,由軸得出的兩軸承間距離（不包括軸承長度）s=174mm減去已知長度 得出3、軸的設計計算輸入功率p=8.743kw,轉速n =72.2r/min,t=1156000nmm軸的材料選用40cr（調質），可由表15-3查得=110所以軸的直徑: =54.4mm。因為軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=57.7mm。由表13.1(機械設計課程設計指導書)選聯(lián)軸器型

18、號為lx4軸孔的直徑=60mm長度l=142mm軸設計圖 如下：首先，確定各軸段直徑a段: =70mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30214）配合b段: =75mm,非定位軸肩,h取2.5mmc段: =87mm,定位軸肩，取h=6mmd段: =83mm, 非定位軸肩，h=6.5mme段: =70mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30214）配合f段: =65mm,按照齒輪的安裝尺寸確定g段: =60mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度a段: =50mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸b段: =73mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝c段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值根據(jù)軸承（圓錐滾子軸承302

19、14）寬度需要d段: =60mm,由兩軸承間距減去已知長度確定e段: =36.5mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸f段: =65mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到g段: =142mm,聯(lián)軸器孔長度軸的校核計算,第一根軸:求軸上載荷已知：設該齒輪軸受力如右圖：查設計指導書75頁得受力點距離a=13.8mm據(jù)此求得在水平截面上，圓周力作用產生支座反力 =/()=2154*48.2/179.4=578.7n =-=2154-578.7=1575.3n在垂直截面上，徑向力作用產生支座反力 =/()=784*48.2/179.4=210.6n， =-=784-210.6=573.4n(1) 畫

20、彎矩圖 在水平面上 =f=75929n*mm,在垂直面上 =27638n*mm,合成彎矩 m=80803n*mm(2) 求危險截面當量彎矩圖示中標出的剖面即為危險截面，其當量彎矩為=認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變應力，取=0.6帶入數(shù)據(jù)得到=89624n*mm(3) 軸徑校核 由課本246頁表14-3查得=90mpa. 由彎扭合成校核公式 =/(0.1)=89624/(0.1*36)=19.2mpa90mpa,所以危險截面取軸直徑恰當。第二根軸求軸上載荷已知：查設計指導書75頁，得受力點距離a=15.3mm受力如右圖：由材料力學知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在左

21、邊w=0.1=11059mm危險截面當量彎矩為=認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變應力，取=0.6帶入數(shù)據(jù)得到=374181n*mm軸徑校核 由課本246頁表14-3查得=90mpa. 由彎扭合成校核公式 =/(0.1)=374181/11059=33.8mpa90mpa,所以危險截面取軸直徑恰當。第三根軸:求軸上載荷已知：受力如圖：查設計指導書75頁，得受力點距離a=22.3mm在水平截面上，圓周力作用產生支座反力 =/()=6737*121.7/184.9=4434n =-=6737-4434=2303n在垂直截面上，徑向力作用產生支座反力 =/()=2452*121.7/184.9=1614n

22、， =-=2452-1614=838n(4) 畫彎矩圖 在水平面上 =f=280275n*mm,在垂直面上 =101985n*mm,合成彎矩 m=298253n*mm(5) 求危險截面當量彎矩圖示中標出的剖面即為危險截面，其當量彎矩為=認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變應力，取=0.6帶入數(shù)據(jù)得到=755007n*mm(6) 軸徑校核 由課本246頁表14-3查得=90mpa. 由彎扭合成校核公式 =/(0.1)=755007/(0.1*75)=17.89mpa90mpa,所以危險截面取軸直徑恰當。六、滾動軸承的選擇和計算 本設計中的軸承選擇圓錐滾子軸承：高速軸30206從動軸30207低速軸302

23、14高速軸壽命校核：(1)軸承軸向力的計算軸的設計與計算中得到 =/()=2154*48.2/179.4=578.7n =-=2154-578.7=1575.3n =/()=784*48.2/179.4=210.6n， =-=784-210.6=573.4n由此求得高速軸的軸承載荷： =624n =1676n查設計指導書，得到y(tǒng)=1.6，所以根據(jù)課本281頁軸向力公式可得 =/(2y)=624/(2*1.6)=195n =/(2y)=1676/(2*1.6)=534n(2) 計算軸承的當量動載荷 對于軸承1,查設計書得到e=0.37 /=0.3125e=0.37當量動載荷為 =624n對于軸承

24、2，/=0.3125365*24*4 可以保證4年內不更換軸承.從動軸壽命校核：(1)軸承軸向力的計算軸的設計與計算中得到 水平支反力: 垂直支反力: 由此求得從動軸的軸承載荷： =5185n =3910n查設計指導書，得到y(tǒng)=1.6，所以根據(jù)課本281頁軸向力公式可得 =/(2y)=5185/(2*1.6)=1620n =/(2y)=742/(2*1.6)=232n(2) 計算軸承的當量動載荷 對于軸承1,查設計書得到e=0.37 /=0.3125e=0.37當量動載荷為 =5185n對于軸承2，/=0.3125365*24*4 可以保證4年內不更換軸承.低速軸壽命校核：(1)軸承軸向力的計

25、算軸的設計與計算中得到 =/()=6737*121.7/184.9=4434n =-=6737-4434=2303n =/()=2452*121.7/184.9=1614n， =-=2452-1614=838n由此求得低速軸的軸承載荷： =4719n =2451n查設計指導書，得到y(tǒng)=1.4，所以根據(jù)課本281頁軸向力公式可得 =/(2y)=4719/(2*1.9)=1242n =/(2y)=2451/(2*1.9)=645n(4) 計算軸承的當量動載荷 對于軸承1,查設計書得到e=0.42 /=0.263e=0.42當量動載荷為 =4719n對于軸承2，/=0.0.263365*24*4 可

26、以保證4年內不更換軸承.7、 鍵聯(lián)接的選擇和計算 1. 軸上聯(lián)軸器處采用鍵a，bhl=6620 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125mpa滿足設計要求2軸上大齒輪處鍵鍵 a1225，bhl=10836 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125mpa滿足設計要求3軸上）聯(lián)軸器處采用鍵a，bhl=149100 單鍵滿足設計要求2）聯(lián)接齒輪處采用a型鍵a 單鍵125mpa滿足設計要求八、減速器附件的選擇和密封類型的選擇通氣器：采用和油面指示器相連的器件（具有通氣作用的油標尺3 【p78】）起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞：選用外六角油塞及墊片m161.5 潤滑與密封一、 齒輪的潤滑采用浸油潤滑，

27、由于低速級周向速度為0.88m/s.考慮到中間的齒輪b充分浸油，而浸油高度為六分之一至三分之一大齒輪半徑（d=378 mm），取為60mm。二、 滾動軸承的潤滑由于浸油齒輪的周向速度中有大于2m/s的，為了簡便，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。三、 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較，根據(jù)周向速度，選取運動粘度約在275mm/s的潤滑油，考慮到該裝置用于中小型設備，選用n320潤滑油。四、 密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。九、聯(lián)軸器的選擇1.高速軸的聯(lián)軸器選擇t=64.62 n.m取k=1.5,則t=1.564.62=96.93n根據(jù) t選取lx1型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為250 n.m根據(jù)軸的直徑選d=20mm.2.低速軸的聯(lián)軸器選擇t=1156 n.m取k=1.5,則t=1.51156=1734n根據(jù) t選取lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為2500 n.m根據(jù)軸的直徑選d=60mm.十、箱體的設計根據(jù)設計的零件尺寸大