帶式運輸機傳動裝置的設計機械設計課程設計說明書

1、. . . . 機械設計課程設計說明書設計題目帶式運輸機傳動裝置的設計工程 學院05 機械 班設計者指導教師目 錄設計任務書3傳動方案的擬定與說明4電動機的選擇4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5傳動件的設計計算6軸的設計計算9滾動軸承的選擇與計算16鍵連接的選擇與校核計算18聯(lián)軸器的選擇18減速器附件的選擇19潤滑與密封19設計小結20參考資料目錄20機械設計課程設計任務書題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器方案選擇：按給定的原始設計數(shù)據(jù)（編號）1和傳動方案（編號）d設計齒輪減速器一 總體布置簡圖1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5鼓輪；6帶式運輸機二 工作情

2、況：連續(xù)單向旋轉，載荷較平穩(wěn)，室工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35 °C 三 原始數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F（N）：1500卷筒直徑D（mm）：220運輸帶速度V（m/s）：1.1帶速允許偏差（）：%使用年限（年）：4工作制度（班/日）：2四 設計容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設計計算說明書的編寫五 設計任務1 減速器總裝配圖一2 齒輪、軸零件圖各一3 設計說明書一份六 設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸

3、、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核與草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制與計算說明書的編寫傳動方案的擬定與說明由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致一樣。結構較復雜，軸向尺寸較為緊湊，中間軸較長、剛度差。電動機的選擇1 電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機部之特點，B級絕緣，工作環(huán)境溫度不超過+40°C，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過10

4、00 m，額定電壓380V，頻率50Hz，適用于無特殊要求的機械，所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。2 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率PwPw1.65kW2） 電動機的輸出功率PdPw/0.904初選聯(lián)軸器的效率（0.99）初選齒輪傳動的效率（0.98）初選軸承的效率（0.99）Pw=kW卷筒的效率0.96Pd1.90kW3 電動機轉速的選擇nd（i1·i2in）nwnw卷筒轉速（47.77 r/min）方案中只有齒輪傳動，常用的齒輪傳動的單級傳動比i=35，故二級后為925，nd=429.931194.25 r/min，電動機的轉速越高，磁極越少，尺寸質量越小，

5、價格也越低；但傳動裝置的總傳動比要增大，傳動級數(shù)增大，從而使成本增加。對Y系列電動機，通常多選用同步轉速為1500 r/min和1000 r/min的電動機，故初選為同步轉速為1000r/min的電動機。4電動機型號的確定由表201查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求。額定功率/kW2.2滿載轉速/（r/min）940計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算總傳動比與分配各級傳動比1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：inm/nw=940/47.77=19.68多級傳動中，總傳動比為

6、ii1*i2*i3in2 合理分配各級傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。因為i19.68，故取i1=i2=4.44速度偏差為0.1%<5%，所以可行。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min）940940211.7147.6847.68功率（kW）2.22.142.051.971.93轉矩（N·m）22.3521.7392.65395.02387.16傳動比114.444.441效率10.992×0.980.97×0.990.97×0.990.99×0.99傳動件設計計算1 選

7、定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù)1） 工作條件完全一樣的情況下，采用斜齒輪傳動可比直齒輪傳動獲得較小的傳動幾何尺寸。故采用斜齒輪傳動2） 精度選擇運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度3） 材料選擇；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4） 齒數(shù)選擇5） 選取螺旋角試選小齒輪齒數(shù)z122，大齒輪齒數(shù)z2z1*i=97.68，取98初選螺旋角14°z1=22z2=9814°2 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（1021）試算，

8、即 dt1) 確定公式的各計算數(shù)值(1) 選Kt（2）區(qū)域系數(shù)（3）計算小齒輪傳遞的扭矩（4）重合度（5）齒寬系數(shù)（6）（7）接觸疲勞強度極限（8）計算應力循環(huán)次數(shù)（9）（10）計算接觸疲勞需用應力試選Kt1.6由圖1030選取T1=95.5×10e5×P1/n1由圖1026查取12由表107查取兩支承相對于小齒輪做對稱布置的齒寬系數(shù)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)由圖1021d按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限N160n1jLh=60×940×1×（2×8×300×4）N2N1/5由圖1019查得接觸疲勞壽

9、命系數(shù)取失效概率為1，安全系數(shù)S1h1h2h=（h1+h2）/2Kt1.6ZH2.433T1=9.338*10e4N·mm10.76520.871.635d1ZE189.8MpaHlim1600MPaHlim2550MPaN1=2.44*10e8N2=5.49*10e7KHN10.95KHN20.98h1=570Mpah2=539Mpah=554.5Mpa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t（2）計算圓周速度（3)）計算齒寬b與模數(shù)mnt（4）計算縱向重合度（5)計算載荷系數(shù)K（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑（7）計算模數(shù)mn3 按齒根彎曲強度設計1）確定計算參數(shù)（1）

10、計算載荷系數(shù)（2）螺旋角影響系數(shù)（3）計算當量齒數(shù)（4）查取齒形系數(shù)（5）查取應力校正系數(shù)（6）查取大小齒輪彎曲疲勞強度極限（7）查取彎曲疲勞壽命系數(shù)（8）計算彎曲疲勞許用應力（9）計算大、小齒輪的并加以比較2）設計計算d1tv=b=d×d1t=1×53.75mmmnt=h=2.25mnt=2.25×2.37mmb/h=53.75/5.33=0.318×22×tan14°已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=0.60m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV由表104查的KH的計算公式和直齒輪的一樣由表1013查得由表103查得故載荷

11、系數(shù)K=KAKVKHKHd1=mmmn=mmmnK=KA×KV×KF×KF根據(jù)縱向重合度=1.744，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) zv1=z1/cos=22/cos14z2=z2/cos=98/cos14由表105查得由表105查得由圖1020c查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖1018查取F1=500Mpa，F(xiàn)2=380MPaKFN1=0.95，KFN2=0.98=0.01381，=0.01643d1t53.75mmv=0.60m/sb=53.75mmmnt=2.37h=5.33mmb/h=10.08=1.744KV=0.82KH=1.42KF=1.35KH

12、=KH=1.4K=1.63d1=54.08mmmn=2.39mmK=1.55Y0.88zv1=24.08zv2=107.28YFa1=2.651Yfa2=2.178Ysa1=1.581Ysa2=1.802FE1=500MpaFE2=380MpaKFN1=0.85KFN2=0.88F1=304MpaF2=239MPa大齒輪的數(shù)值大mn>=1.71mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是由z1=26.23，取z1=26；z

13、2=1154 幾何尺寸計算1）計算中心距2）按圓整后的中心距修正螺旋角3）計算大、小齒輪的分度圓直徑4）計算齒輪寬度a=145.32mm=arcosd1，d2b=dd1=53.7mm圓整后取圓整為145mm=141412”d1=53.7mmd2=237.3mmB2=55mmB1=60mm5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設計計算擬定輸入軸齒輪為右旋?？紤]小齒輪分度圓直徑較小，可能需要做成齒輪軸，選材應當與小齒輪一致，故軸材料選40CrII軸：1 初步確定軸的最小直徑d=22.4mm2 求作用在齒輪

14、上的受力Ft1=3431NFr1=Ft=1289NFa1=Fttan=873N；Ft2=782NFr2=294NFa2=199N3 軸的結構設計1） 擬定軸上零件的裝配方案i. I-II段軸用于安裝軸承7006AC，故取直徑為30mmii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為36mmiii. III-IV段為小齒輪，外徑58mmiv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為40mmv. V-VI段安裝大齒輪，直徑為34mmvi. VI-VIII段安裝套筒和軸承7006AC，直徑為30mm2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. I-II段軸承寬度為13mm，所以長度為13mm2.

15、 II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度60mm4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度根據(jù)畫圖得120mm5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為53mm6. VI-VIII段軸承長13mm考慮套筒定為25mm4 求軸上的載荷水平面支反力： FNH1=2605N，F(xiàn)NH2=44N垂直面支反力： FNV1=875N，F(xiàn)NV2=708NMh=111.0Mpa，Mv=37.3Mpa總彎矩 M1=117N·m扭矩 T3=185.3N·m5 按彎扭合成應力校核軸的強

16、度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，根據(jù)上述數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力=10.5Mpa前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由表151查得=70Mpa，因此<,故安全。6 精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面截面、均不受扭矩和彎矩作用，雖然軸肩與過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小值經是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面、均無需校核從應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的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面A上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，

17、軸徑和截面相近，故不必作強度校核。截面A雖然應力集中最大，但同時這里的軸徑也最大，故其也不必校核。截面和顯然更不必校核。因而只需校核截面左右兩端即可2） 截面V左側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側的彎矩扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材為40Cr，調質處理應力集中系數(shù)材料敏感系數(shù)有效應力集中系數(shù)尺寸系數(shù)扭轉尺寸系數(shù)表面質量系數(shù)綜合系數(shù)值碳鋼系數(shù)的確定計算安全系數(shù)值3） 截面V右側W=0.1d*d*dWT=0.2d*d*d=M/W查表15-1據(jù)r/d=0.04，D/d=1.25查表3-2查附圖3-1查附圖3-2查附圖3-3軸按磨削加工，查附圖3-4軸表面未經強化處理，即碳鋼的特性系數(shù)取

18、為W=6400WT=12800M=26029N·mmT3=185300N·mm=4.07Mpa=14.48Mpa=735Mpa=355Mpa=200Mpa故軸選用安全抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側的彎矩扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力表面質量系數(shù)綜合系數(shù)值所以軸在截面右側的安全系數(shù)為W=0.1d*d*dWT=0.2d*d*d=M/W過盈配合處的，由附表3-8求出并取=0.8軸按磨削加工，查附圖3-4軸表面未經強化處理，即W=3930.4WT=7860.8M=26029N·mmT3=185300N·mm=6.62Mpa=23.57Mpa=3.16=

19、2.53故軸在右側的強度也是足夠的I軸：1 作用在齒輪上的力水平面支反力彎矩垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩Ft1=Fr1=FtFa1=FttanFNH1=332NFNv1=-349NT=43.5N·mFt1=502NFr1=302NFa1=205NFNH2=473NMh=16.6N·mFNv2=47NMv=17.5N·mM=24.1N·m2.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，根據(jù)上述數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力=2.26Mpa前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由表

20、151查得=70Mpa，因此<,故安全。3.初步確定軸的最小直徑4.軸的結構設計1）確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a) I-II段用于安裝軸承30208直徑40mmb) II-III段軸肩固定軸承直徑定為53mmc) III-IV段為小齒輪，外徑58mmd) IV-V段安裝軸承30208直徑40考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30mme) V-VI段聯(lián)軸器可靠定位，定位軸肩高度應達2.5mm，考慮端蓋取直徑35mmf) VI-段由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的

21、限制，選為28mm各段長度的確定g) I-II段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬16mm，該段長度定為32mmh) II-III段為軸環(huán)，寬度不小于5.6mm，定為6mmi) III-IV段為小齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為60mm，定為58mmj) IV-V段軸承寬度16mm，考慮套筒取為23mmk) V-VI段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度與聯(lián)軸器安裝尺寸，定為55mml) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為44mmIII軸1 作用在齒輪上的力FH1=244N，F(xiàn)H2=538NFv1=611N，F(xiàn)v2=-317N2 初步確定軸的最小直徑3 軸的結構設計1） 軸上零件的裝配方案2） 據(jù)

22、軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-IIII-V直徑/mm42655550長度/mm845089254.求軸上的載荷Mm=41150N.mmT=395200N.mm5.彎扭校合滾動軸承的選擇與計算I軸：軸承30208的校核1） 徑向力2）派生力3）軸向力4)當量載荷5）軸承壽命的校核由于由于，所以由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為II軸：軸承7006AC的校核2） 徑向力3） 派生力3）軸向力4）當量載荷5）軸承壽命的校核由于所以，由于，由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為III軸：軸承7010AC的校核1）徑向力2）派生力3）軸向力4）當量載荷5）軸承壽命的校核由于所以軸向力由于，由于為一般載荷，

23、所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為鍵連接的選擇與校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）接觸高度（mm）轉矩（N·m）極限應力（MPa）高速軸8×7×40（單頭）28363.521.7312.32中間軸10×8×50（單頭）3445492.6530.28低速軸16×10×50（單頭）55425395.0268.40由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。聯(lián)軸器的選擇一、 高速軸用聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為 軸的轉速較高，為減小啟動載荷、緩和沖擊，應選用具有較小轉動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器，由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用LX2（GB/T5014-2003）其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉矩 軸孔直徑 ，軸孔長 ，二、 低速軸用聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為低速軸與工作機軸相連，由于軸的轉速較低，不必要求具有較小的轉動慣量，但傳遞轉矩較大，又因為減速器與工作機