機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計帶式運輸機(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3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)計帶式運輸機(jī)傳動裝置 傳動系統(tǒng)圖 原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力f/n運輸帶工作速度 ()卷筒直徑d/mm19002.45360工作條件： 連續(xù)單向運轉(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，運輸帶速度允許誤差為目錄1 電動機(jī)的選擇及運動參數(shù)的計算11.1電動機(jī)的選擇11.2計算傳

2、動裝置的總傳動及其分配21.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(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

3、體結(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（

4、彈性聯(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)

5、數(shù)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 5.1

6、3kw 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

7、動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)：=60144

8、01（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??；由機(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

9、載荷系數(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)

10、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 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

11、的分度圓直徑： 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

12、同時滿足接觸疲勞強(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

13、型號。 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

14、根據(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

15、齒輪距箱體內(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，

16、以及軸單向旋轉(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

17、起的應(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

19、軸）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

20、選用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)

21、精創(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

22、穩(wěn)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

23、厚度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 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種