機械設計課程設計帶式運輸機傳動裝置（二級斜齒輪展開式）

1、機 械 設 計 課 程 設 計計算說明書設計題目： 帶式運輸機傳動裝置（二級斜齒輪展開式） 機械工程及其自動化 機自0701班設計者： 岳宇 尹子其指導老師：沈愛紅老師2009年6月15日7月2日江南大學目 錄一、設計題目 -1二、原始數(shù)據(jù) -1三、電動機的選擇計算-1四、總傳動比的確定和各級傳動比的分配-3五、運動和動力參數(shù)的計算-3六、傳動零件的設計-12七、軸的設計和計算-16八、滾動軸承的選擇和計算-19九、鍵連接的選擇和計算-20十、聯(lián)軸器的選擇和計算-20十一、潤滑和密封的說明-21十二、拆裝和調整的說明-21十三、減速箱體的附件的說明-21十四、設計小節(jié)-21十五、參考資料-22

2、 一，設計題目：帶式運輸機傳動裝置（二級斜齒輪展開式）二，原始數(shù)據(jù)：輸送帶牽引力f=4.5kn；帶速v=1.8m/s;鼓輪直徑d=400mm三，整體設計：一 電動機選擇計算1電動機型號選擇：y112m-62電動機功率選擇：（1） 傳動裝置的總效率： = 帶×聯(lián)軸器×2齒輪×4軸承×卷筒 由手冊表1-7查得帶=0.96，聯(lián)軸器=0.99，齒輪=0.97，軸承=0.99，卷筒=0.96 =0.96 ×0.99×0.972 ×0.994 ×0.96=0.825（2）工作機所需的功率pw = fv/10

3、00=4500×1.8/1000=8.1kw（3）電動機功率pd pd = pw/ =8.1/0.825=9.818kw 3電動機轉速n 滾筒工作轉速：nw = 60×1000v/d=60×1000×1.8/（×400）=85.94 r/min i總 =i帶× i齒 = （24）×（6.320）=12.680 電動機轉速nd = nw × i總=85.94×（12.680）=1082.8446875.2 符合的有1500 r/min和3000 r/min 由p額 > pd 取p額 =11kw 方案

4、電動機型號 額定功率/kw 電動機同步轉速 滿載轉速 額定轉矩 軸中心高1 y160m1-2 11 3000 2930 2.0 422 y160m-4 11 1500 1460 2.2 42 選取方案2 選n=1500 r/min4 電動機 額定功率/kw 同步轉速 滿載轉速 額定轉矩 軸中心高 軸直徑y(tǒng)160m1-2 11 3000 2930 2.0 160mm 42mm三 傳動比 1總傳動比 =1460/85.94=16.99 2分配 取i帶 =2 則i低 =2.6 i高 =3.26四 運動動力參數(shù) 1 各軸轉速 nm = 1460r/min 滿載時n1= nm /i帶 =1460/2=7

5、30 r/min r/minn2 = nm1/i高 =730/3.26=223.90 r/min圓筒 n4 = n3 = n2 / i低 =223.9/2.6=86.12 r/min2 各軸輸入功率 軸 pi = pd × 帶 =9.818×0.96=9.43kw軸 pii = pi × 軸承× 齒 =9.43×0.99×0.97=9.06kw軸 piii = pii × 軸承 × 齒 = 9.06× 0.99 × 0.97 = 8.70kw卷筒軸 p= piii × 軸承 ×

6、; 聯(lián) = 8.70 ×0.99 × 0.99 = 8.53kw 軸輸出功率=輸入功率×軸承 =0.99×pn 3 各軸輸入扭矩（n·m） 電動機td=9550×pd/nm =9550×9.818/1460=64.22 n·m軸 t1=td×帶×i帶=64.22×0.96×2=123.30 n·m軸 t2=t1×i高×軸×帶=123.30×3.26×0.99×0.97=386.00n·m軸 t3=

7、t2×i低×軸×帶=386.00×2.6×0.99×0.97=963.77n·m 卷筒軸 t4=t3×軸×聯(lián)=963.77×0.99×0.99=944.59 n·m 輸入扭矩 五 傳動原件 1 v帶傳動 （1）由16h/天， pw =8.1kw 查表取ka =1.3pc = ka×pd =1.3×9.818=12.76kw小帶輪n1 = nm =1460 r/min 由書p157圖8-11 選用b型v帶 （2）確定d1和d2 推薦d1=125140mm 取

8、d1=140mm>dmin =125mm d2=i d1=2×140=280mm ( 3 ) 帶速 v = d1n1/(60×1000) = ×140×1460/(60×1000) = 10.70 > 5 m/s 帶速合適 （4）基準長度ld和中心距a 初選中心距 ao=(0.72)( d1+d2)= (0.72) ( 140+280)=294840取ao=500mm則 基距：由p146表8-2取ld=1600mm中心距 （5）小帶輪包角1 合適(6)確定根數(shù)z 根據(jù)d1 = 140mm， n1 = 1460r/min，查

9、書p154表 用線性插入法得：p0=2.84kw又i = 2，查表 用線性插入法得：p0 = 0.46kw 由表知 得kl = 0.92， b型，由 =162.76，用線性插入法得k = 0.966，由此可得：(7)計算作用在帶輪軸上的壓力fq由課本p149表 查得q = 0.18kg/m， 得v帶的初拉力：n作用在軸上的壓力fq， n2、齒輪傳動的設計計算1精度等級，材料及齒數(shù)（1）選用斜齒圓柱齒輪閉式軟齒面?zhèn)鲃樱?）初選7級精度（3）材料選擇：小齒輪材料40cr（調質）齒面硬度為280hbs 大齒輪材料45鋼（調質）齒面硬度為240hbs 一，高速對齒輪：（4） 選小齒輪z1=17 齒數(shù)比

10、i=3.26 z2=17×3.26=55.42 取z2=55 （5） 初選螺旋角=14（6） i高=3.26，n1=730r/min z1=17， z2=55 p1=9.43 i低=2.6，n1=223.90r/min z1=21，z2=54 p1=9.062 確定公式內各計算數(shù)值a.試選b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh=2.433c.由圖10-26查得則d.小齒輪傳遞轉距 n·mme.由表10-7選取齒寬系數(shù)f.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)g.由圖10-21d查得齒輪的接觸疲勞強度極限h.應力循環(huán)次數(shù) i.由表10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=0.90 ，k

11、hn2=0.92j.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)s=1b圓周速度c.計算齒寬b及模數(shù) d.計算縱向重合度 e.計算載荷系數(shù)k由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=2.32級精度，有圖10-8查得動載荷系數(shù).08，故 由表10-13查得由表10-3查得 故載荷系數(shù) f.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 g.計算模數(shù) (3).按齒根彎曲強度設計 確定計算參數(shù)a.計算載荷系數(shù) b.根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c.計算當量齒數(shù) d.查取齒形系數(shù)由表10-5查得 e.計算大、小齒輪的并加以比較取s=1.4, 大齒輪的數(shù)值大。 設計計算 mm因此取，可滿足齒根彎曲疲勞強度。為滿足齒

12、面接觸疲勞強度取 取取，則,取z2=68；(4).幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為138mm按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故等值不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 所以取二，低速對齒輪嚙合選小齒輪z1=21，齒數(shù)比i=2.6， z2=21×3.26=54， 取z2=54 a.試選b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh=2.433c.由圖10-26查得則d.小齒輪傳遞轉距 n·mme.由表10-7選取齒寬系數(shù)f.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)g.由圖10-21d查得齒輪的接觸疲勞強度極限h.應力循環(huán)次數(shù) i.由表10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)

13、 khn1=0.92,khn2=0.95j.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)s=1b圓周速度c.計算齒寬b及模數(shù) d.計算縱向重合度 e.計算載荷系數(shù)k由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=1.03m/s，7級精度，有圖10-8查得動載荷系數(shù).05，故 由表10-13查得由表10-3查得 故載荷系數(shù) f.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 g.計算模數(shù) (3).按齒根彎曲強度設計 確定計算參數(shù)a.計算載荷系數(shù) b.根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c.計算當量齒數(shù) d.查取齒形系數(shù)由表10-5查得 e.計算大、小齒輪的并加以比較取s=1.4, 大齒輪的數(shù)值大。 設計計算 mm因此取

14、，可滿足齒根彎曲疲勞強度。為滿足齒面接觸疲勞強度取 取取，則 取(4).幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為155mm按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故等值不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 所以取七軸的設計和計算1.初步計算軸徑軸的材料選用常用的45鋼當軸的支撐距離未定時， 無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式為： 1，3軸為外伸軸，初算軸徑作為最小直徑，應取較小的a值；2軸為非外伸軸，初算軸徑作為最大直徑，應取較大的a值；查表15-3，取a1=a3=110，a2=120。 考慮到1軸要與大帶輪聯(lián)接，初算直徑d

15、1必須與其和電動機相匹配，所以初定d1=42mm取d2 =45mm；d3 =55mm3軸的彎扭合成強度計算(1).求作用在齒輪上的力，軸承對軸的力，軸上的彎距、扭距，并作圖 齒輪1上的作用力：齒輪2上的作用力：再由下圖求出軸承對軸的作用力 作出2軸的力學模型，如再計算出各個作用點處的彎距和扭距水平面h內 豎直面v內 扭矩(2).校核軸的強度由軸的扭距、彎距圖可知，齒輪軸的輪齒處存在危險截面，因此在該處計算應力 （因扭轉切應力不是對稱循環(huán)應力，故引入折合系數(shù)）取1，右齒輪：抗彎截面系數(shù) 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的彎扭強度條件為 查表15-1得 mpa所以 符合彎扭強度條件2，左齒

16、輪符合條件八滾動軸承的選擇計算11軸上的軸承的選擇和壽命計算選擇角接觸球軸承的型號為6210，主要參數(shù)如下：d×d×b=50×90×20基本額定靜載荷 co=23.2kn基本額定動載荷 c =35.1 kn極限轉速 vmax=6700 r / min因1軸所受的軸向力向右（以作用簡圖為準），所以只有最右邊的深溝球軸承受軸向力 該軸承所受的徑向力約為右軸承查表13-5得深溝球軸承判斷系數(shù) e =0.24所以 當量動載荷深溝球軸承所受的徑向力約為 當量動載荷所以 ，應用核算軸承的壽命因為是球軸承，所以取指數(shù) 軸承計算壽命 減速器設計壽命 所以 滿足壽命要求2

17、，2軸上軸承的選擇計算(1).軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=45mm，選用深溝球軸承的型號為6209，主要參數(shù)如下： d×d×b=45×85×19基本額定靜載荷 co=20.7 kn基本額定動載荷 c =31.7 kn極限轉速 vmax=7000 r / min(2)，壽命計算由fae=fnv=-1355.8n,知2軸的右軸承受軸向力fa2=1355.8對左軸承：僅受徑向力 p1=fr1=5688.7對右軸承：受徑向力 fr2=7093.76n,受軸向力fa2=1355.8n,取e=0.27則查表13-5，取x=1,y=0由p1p2,所以取

18、p=p2,軸承計算壽命 則，需每兩年換一次。3，3軸上軸承的選擇計算(1).軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=45mm，選用深溝球軸承的型號為6209，主要參數(shù)如下： d×d×b=45×85×19基本額定靜載荷 co=20.7 kn基本額定動載荷 c =31.7 kn極限轉速 vmax=7000 r / min 該軸承所受的徑向力約為右軸承查表13-5得雙列角接觸球軸承判斷系數(shù) e =0.26所以 當量動載荷深溝球軸承所受的徑向力約為 當量動載荷所以 ，應用核算軸承的壽命因為是球軸承，所以取指數(shù) 軸承計算壽命 所以 滿足壽命要求 九 軸選擇與計

19、算 1鍵的選擇 i軸 b×h×l=12×8×56ii軸 b×h×l=14×9×56 iii軸 左b×h×l=28×16×100（與輸出聯(lián)軸器匹配） 右b×h×l=20×12×70（與齒輪匹配）2強度計算 取(1).1軸上鍵的強度計算 所以 滿足強度條件(2).2軸上鍵的強度計算 所以 滿足強度條件(3).3軸左端鍵的強度計算 所以 滿足強度條件右端鍵的強度計算 所以 滿足強度條件十聯(lián)軸器的選擇計算1計算聯(lián)軸器的計算轉距查表14-1得小轉

20、距、電動機作原動機情況下取 2型號選擇根據(jù)計算轉距，選擇撓性聯(lián)軸器lh5型主要參數(shù)如下：公稱扭距 （滿足要求）許用轉速 （滿足要求）軸孔直徑 軸孔長度 十一潤滑和密封說明1潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；大、小斜齒圓柱齒輪采用飛濺潤滑；潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉速v<1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。2密封說明在試運轉過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。十二拆裝和調整的說明在安裝

21、調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。當軸直徑為3050mm時，可取游隙為4070mm。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，側隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調整傳動件的嚙合位置。也可調整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。十三減速箱體的附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，箱體的一些結構尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據(jù)經驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據(jù)內部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。十四設計小結設計是一項艱巨的任務，設計是要反復思考、反復修改，設計是要以堅實的知識基礎為前提的，設計機械的最終目的是要用于實際生產的，所以任何一個環(huán)節(jié)都馬虎不得，機械設計課程設計讓我又重溫了一遍學過的機械類課程的知識。經過多次修改，設計的結果還是存在很多問題的，但是體驗了機械設計的過程，學會了機械設計的