帶式運輸機傳動系統(tǒng)設(shè)計

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設(shè)計 學 院 專 業(yè) 姓 名 班 級 學 號 指導老師 江 湘 顏 最終評定成績 目 錄一、設(shè)計任務(wù)書1二、擬定傳動方案1三、選擇電動機2四、計算傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比3六、V帶傳動設(shè)計4七、齒輪傳動設(shè)計6八、高速軸軸承的設(shè)計7九、高速軸直徑和長度設(shè)計9十、高速軸的校核10十一、低速軸承的設(shè)計12十二、低速軸直徑和長度設(shè)計13十三、低速軸的校核14十四、鍵的設(shè)計16十五、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計17十六、減速器附件的設(shè)計19十七、潤滑與密封21十八、課程設(shè)計總結(jié)22十九、參考文獻22課程設(shè)計任務(wù)書20142015學年第 1 學期 學院

2、專業(yè) 班課程名稱： 機械設(shè)計 設(shè)計題目： 帶式運輸機傳動系統(tǒng)的設(shè)計 完成期限：自 2014 年 12 月 20 日至 2014 年 12 月 31 日共 2 周內(nèi)容及任務(wù)一、 設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)帶的圓周力F/N帶速v（m/s）滾筒直徑D/mm40001.0400工作條件：二班制（每班工作8h），使用年限8年，大修期為23年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作載荷有輕微沖擊，中批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差±5%，三相交流電源電壓為380/220V.二、 設(shè)計任務(wù) 傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計； 傳動零件的設(shè)計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計； 設(shè)計計算說明書的編寫。三、 工作量要求

3、（1） 減速機裝配圖1張（0號圖紙）；（2） 零件工作圖2張（軸、齒輪）（3號圖紙）；（3） 設(shè)計說明書1份（60008000字）。（30頁以上）進度安排起止日期工作內(nèi)容2014.12.2022傳動系統(tǒng)總體設(shè)計、傳動零件的設(shè)計計算；2014.12.2326減速器裝配圖繪制零件工作圖的繪制2014.12.2830整理說明書和打印2014.1231答辯主要參考資料1 銀金光等，機械設(shè)計，北京；清華大學出版社，20102 銀金光等.機械設(shè)計課程設(shè)計.北京：北京交通大學出版社，20103 成大先.機械設(shè)計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2010指導教師（簽字）： 江湘顏 2015年 12月 6日系主任（簽

4、字）： 銀金光 2014年 12月 8 日二、擬定傳動方案為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便合理的選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案?？上扔梢阎獥l件計算起驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速nw ，即一般常選用轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總在傳動比約為8.1或12，根據(jù)總傳動比數(shù)值，可初步擬定出以二級傳動為主的多種傳動方案。如圖2-12所示的四種方案可作為其中的一部分，這些方案的主要優(yōu)缺點：方案b不宜在長時間連續(xù)工作，且成本高；方案d制造成本較高。根據(jù)該帶式傳送機的工作條件，可在a和c兩個方案中選擇?，F(xiàn)選用結(jié)構(gòu)較簡單、制造成本較低的方案a。據(jù)此擬定傳動方案如圖：圖2-

5、1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)運動簡圖1-電動機；2-V帶傳動；3-二級圓柱齒輪減速器；4-聯(lián)軸器；5-滾筒；6-輸送帶三、選擇電動機（1） 電動機類型的選擇。根據(jù)動力源和工作條件，選用一般用途的Y系列三相交流異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源380V。（2） 電動機容量的選擇。根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為PW=設(shè)：n4w=輸送機、滾筒軸（4軸）主輸送帶間的傳動效率nc-聯(lián)軸器效率 nc=0.99ng-普通V帶傳動效率 ng=095nb-一對滾動軸承效率 nb=099ncg-輸送機滾筒效率 ncg=096傳動系統(tǒng)總系率為式中 n01=nc=0.95 n12=nbng=0.9603 n23=nbn

6、g=0.9603 n34=nc=0.99 n4w=nbncg=0.9504則總效率=0.8242工作時，電動機所需的功率為Pd=由表12-1可知條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率PE應(yīng)取為3kw（3） 電動機轉(zhuǎn)速的選擇。根據(jù)已知條件，可得輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速nw=表2-1 電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比方案號電動機型號額定功率同步轉(zhuǎn)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min總傳動比i外伸軸徑D/mm軸外伸長度E/mmY132S-45.51500144030.163880Y132M2-65.5100096020.103880通過對上述兩種方案比較可以看出：方案選用的電動機轉(zhuǎn)速高，質(zhì)量輕，價格低，總傳動比為30.16，對

7、二級減速不算大，故選方案較合理。四、確定總傳動比及分配各級傳動比4.1傳動裝置的總傳動比帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 4.2傳動比的分配有傳動系統(tǒng)方案知I01=1 I12=2 =15.08傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為 五、傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算 5.1傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下所示0軸（電動軸） 1軸（v帶）2軸（減速器高速軸，皮帶軸）3軸（減速器低速軸）4軸（減速器中間軸）5軸（輸送機滾筒軸4-1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)軸號電動機V帶兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸5軸轉(zhuǎn)速n（r/min）144014407

8、20168.2244.6044.60功率P(KW)5.55.2255.024.824.774.72轉(zhuǎn)矩T(NM36.4834.6566.58242.981021.761010.67傳動比1124.283.771六、V帶傳動設(shè)計（1）計算功率,由教材表5-7 工作情況系數(shù)2班制時的值KA=1.2（2）選擇V帶型號 根據(jù)，由課本5-11選取A型V帶（3）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速V。初選小帶輪直徑。由圖5-11可知，小帶輪基準直徑的推薦值為80100mm由表5-8和表5-9，則取。驗算帶速V由式（5-21）得帶速因為v值在525m/s，帶速合適。計算大帶輪直徑。根據(jù)表5-9，取=400mm（4）

9、 確定帶長和中心距a。 由式（5-22）初定中心距 0.7（）2（）560mm1600mm 初選中心距=1500mm 由式（5-23）計算帶所需要的基準長度由表5-2，取 由式（5-24）計算實際中心距（5）驗算小帶輪上的包角。（6）確定V帶根數(shù)。根數(shù)Z公式為 令傳動比 查表5-5得有查表5-6得；查表5-2得，由此可得Z=2取兩根7、求作用在帶輪上的壓力查表5-1得q=0.18kg/m,故由式5-27由式5-28，作用在軸上的壓力為1選定齒輪精度等級、材料、熱處理方法及齒數(shù)（1）傳送設(shè)備為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB 1009588）。（2）材料的選擇 由參考文獻【1】表7-

10、1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（3）齒數(shù) 高速級選小齒輪的齒數(shù)Z1=20, 大齒輪齒數(shù)Z2=4.33×20=86.6故取 Z2=87。 低速級選小齒輪的齒數(shù)Z3=20，大齒輪齒數(shù)Z4=20×3.34=66.8 故取Z4=672高速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計及計算2.1 按齒面接觸強度設(shè)計（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Knc=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=242.98(N.m) 由文獻【1】表7-6選取齒寬系數(shù)。 由文獻【1】表7-5查得材料彈性影響系數(shù)Ze=

11、189.8。 由文獻【1】7-18按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1=60n1jLh=607201 (283008) =16.6108 N=0.39×10由文獻【1】取接觸疲勞壽命系數(shù)由文獻【1】7-22計算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1）（2）計算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值。d1t60.12mm 計算圓周速度v。V=2.27m/s 計算齒寬b。 b=1×60.12mm=60.12mm計算齒寬與齒高之比 m3mmh=2.25m=2.25×3mm=6.75mm8.91 計算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=4

12、.53m/s，7級精度，由文獻【1】7-7查得動載荷系數(shù)kv=1.13，由文獻【1】表7-3查得直齒輪，kH=kF=1； 由文獻【1】表7-2查得使用系數(shù)=1；由文獻【1】圖7-11用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KH=1.417。由bh=8.91，KH=1.417由文獻【1】圖7-11得kF=1.32K=1×1.13×1×1.417=1.60 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d64.43mm 計算模數(shù)m m=3.22mm2.2按齒根彎曲強度設(shè)計由式得彎曲強度的設(shè)計公式為(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由文獻【1】查得

13、小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa；大齒輪的彎曲強度極限 FE2=380Mpa由文獻【1】7-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 計算載荷系數(shù)K K=1×1.13×1×1.32=1.49mm查取齒形系數(shù)。由文獻【1】7-16查得 YFa1=2.80 YFa2=2.18； 查取應(yīng)力校正系數(shù)由7-17查得 YSa1=1.55； YSa2=1.79；計算大、小齒輪的并加以比較。0.014大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算 m2.97mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度

14、計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.97mm并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=60.12mm，算出小齒輪齒數(shù)。 z20.4取z1=20，則大齒輪數(shù) z2=z1=4.28x20=85.6，z2=86. 這樣設(shè)計儲 的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。2.3 幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑d20×3mm=60mmdmm=258mm(2)計算中心距 a

15、=156mm(3)將中心距調(diào)整為156mm計算齒輪的寬度b=60mm 圓整后去B B3低速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計及計算3.1 按齒面接觸強度計算根據(jù)文獻【1】公式進行試算，即(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。TN.m 由文獻【1】表7-6選取齒寬系數(shù)d=1。 由文獻【1】表7-5查得材料彈性影響系數(shù)。 由文獻【1】圖7-18按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 。 由文獻【1】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=60168.221 (283008) =3.86108 N1.03×10由文獻【1】取接觸疲勞壽命系數(shù)由文獻【1

16、】式7-22，計算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1）(2)計算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值。d1t80.57mm 計算圓周速度v。V=0.71m/s 計算齒寬b。b=1×80.57mm=80.57mm計算齒寬與齒高之比。m4.02mmh=0.71m=0.71×4.02mm=2.85mm28.27 計算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=0.48m/s，7級精度，由文獻【1】圖7-7查得動載荷系數(shù)kv=1.02，由文獻【1】表7-3查得直齒輪，kH=kF=1； 由文獻【1】表7-2查得使用系數(shù)=1；由文獻【1】表7-11用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非

17、對稱布置時，KH=1.417。由bh=8.88，KH=1.417由文獻【1】圖7-11得kF=1.32 K=1×1.02×1×1.417=1.45 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得d89.87mm 計算模數(shù)mm=4.5mm3.2 按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式為(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由文獻【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa；大齒輪的彎曲強度極限 FE2=380Mpa由文獻【1】圖7-22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，由式（10-12）得 計算載荷系

18、數(shù)KK=1×1.02×1×1.32=1.34mm查取齒形系數(shù)。由文獻【1】表7-16查得 =2.80 =2.22； 查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻【1】表7-17查得 =1.55； =1.77；計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算m3.604mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.604并就近圓整為標準值m=4mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d3=77.80mm，算出小齒輪

19、齒數(shù)。z20.14取Z=20，則大齒輪數(shù) =3.34×20=66.8，=67. 這樣設(shè)計儲 的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。3.3 幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑 d20×4mm=80mm dmm=268mm(2)計算中心距 a=174mm將中心距調(diào)整為174mm(3)計算齒輪的寬度b=1×80mm=80mm 圓整后去 B B八、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算8.1 高速軸的設(shè)計8.1.1 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算在前面的設(shè)計中得到 8.1.2 初步確定軸的最小直徑 初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。，取，于是就有輸入軸的最小直徑