帶式運輸機的減速傳動裝置設計

1、目 錄設計任務書2第一部分 傳動裝置總體設計3第二部分 V帶設計5第三部分 各齒輪的設計計算8第四部分 軸的設計13第五部分 校核22第六部分 主要尺寸及數據23參考文獻23機 械 設 計 課 程 設 計 任 務 書學院名稱： 專業(yè)： 年 級： 學生姓名: 學號: 指導教師: 一、設計題目 帶式運輸機的減速傳動裝置設計二、主要內容 決定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數；傳動零件以及軸的設計計算；軸承、聯接件、潤滑密封和聯軸器的選擇及校驗計算；機體結構及其附件的設計；繪制裝配圖及零件圖；編寫計算說明書并進行設計答辯。三、具體要求原始數據：運輸帶線速度v = 1.6

2、 （m/s） 運輸帶牽引力F = 3200 （N）驅動滾筒直徑D = 400 （mm）工作條件：使用期5年，雙班制工作，單向傳動；載荷有輕微振動；運送煤、鹽、砂、礦石等松散物品。四、完成后應上交的材料機械設計課程設計計算說明書；減速器裝配圖一張；軸的零件圖一張。齒輪的零件圖一張五、推薦參考資料機械設計課程設計指導書機械設計（濮良貴主編，高等教育出版社）指導教師 簽名日期 年 月 日系 主 任 審核日期 年 月 日第一部分 傳動裝置總體設計一、 傳動裝置總體方案的確定 經過考慮，有如下兩種較佳的傳動方案可供選擇，圖11為蝸輪蝸桿傳動，圖12為V帶加斜齒圓柱齒輪傳動。圖11 方案I蝸輪蝸桿傳動圖1

3、2 方案II直齒圓柱齒輪傳動二、傳動方案的選取： 方案I為蝸輪蝸桿傳動，其優(yōu)點是：結構緊湊，能定比傳動，傳動比范圍大。缺點是：承載能力不強，不適合于高轉速重載的情況下;制造精度要求較高，結構復雜，制造成本高;傳遞效率低，易磨損。 方案II為斜齒圓柱齒輪傳動，其優(yōu)點是：傳遞效率較高，承載能力強，結構簡單.應用廣泛。該工作機有輕微振動，傳動比范圍不是很大，環(huán)境有粉塵，選用方案II更佳，該工作機屬于中等功率、載荷較大，采用兩級斜齒圓柱齒輪減速器能克服蝸輪蝸桿減速器傳遞效率低的弱點，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以

4、減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。計 算 與 說 明結果三、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機）工作機所需功率： =0.96 (見機械設計課程設計手冊P9，以下簡稱課設) 傳動裝置總效率：（見課設式2-4） （見課設表12-8）電動機的輸出功率： （見課設式2-1） 取選擇電動機為Y160M6型 （見課設表19-1）技術數據：額定功率（） 7.5 滿載轉速（） 970 額定轉矩（） 2.0 最大轉矩（） 2.2 Y132M1-6電動

5、機的外型尺寸（mm）： （見課設表19-3）A：254 B：210 C：103 D：42 E：110 F：12 G：37 H：160 K：15 AB：330 AC：335 AD：260 HD：385 HD：385 L：605四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配1、 總傳動比： （見課設式2-6） 2、 各級傳動比分配： （見課設式2-7） 初定 各軸的輸入功率P1=pd87 =7.5×0.95×0.99=7.05P2=p165=5.42×0.97×0.99=6.77P3=p243=5.20×0.97×0.99=6.5P4=p

6、321=6.5×0.996=6.472各軸的輸入轉矩第二部分 各齒輪的設計計算一、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數選擇：因傳遞功率不大，轉速不高，材料按機設表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用7級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1i=34×4=1362.設計計算。（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9） 由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，

7、極限應力為 HILim=580 HILin=560由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力 HILim=230 HILin=210應力循環(huán)次數N由式（7-3）計算 N1=60nat=60×(5×360×16)=6.64× N2= N1/u=6.64×/2.62=2.53× 由2圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由2圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1 由2圖7-2查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3 由2式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值

8、代入式(7-9)得 則V1=(d1tn1/60×1000)=1.56m/s ( Z1 V1/100)=1.56×(34/100)m/s=0.53m/s查2圖7-10得Kv=1.05 由2表7-3查和得K A=1.25.由2表7-4查得K=1.08.取K=1.05.則KH=KAKVKK=1.42 ,修正 M=d1/Z1=1.99mm 由2表7-6取標準模數：m=2mm(3) 計算幾何尺寸d1=mz1=2×34=68mm d2=mz2=2×136=272mm a=m(z1z2)/2=170mm b=ddt=1×68=68mm 取b2=65mm b1

9、=b2+10=753.校核齒根彎曲疲勞強度由2圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7由2式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度. 二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用7級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1i=34×3.2=1092.設計計算。（1） 設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面

10、接觸疲勞強度設計，由式（7-9）機設 由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為 HILim=580 HILin=560由2圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力 HILim=230 HILin=210應力循環(huán)次數N由式（7-3）計算 N1=60n at=60×164×(5×360×16)=2.83× N2= N1/u=2.83×/2.2=1.29× 由2圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由2圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1 由2圖7-2查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又YST

11、=2.0 試選Kt=1.3 由2式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值代入式(7-9)得 則V1=(d1tn1/60×1000)=0.61m/s ( Z1 V1/100)=0.61×(34/100)m/s=0.21m/s 查2圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得K=1.08.取K=1.05.則KH=KAKVKK=1.377 ,修正 M=d1/45=1.8mm 由表7-6取標準模數：m=2.5mm(3) 計算幾何尺寸d1=mz1=2.5×34=85mm d2=mz2=2.5×144=272.5m

12、m a=m(z1z2)/2=178.75mm b=ddt=1×85=85mm取b2=85mm b1=b2+10=953.校核齒根彎曲疲勞強度由2圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7由2式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.總結：高速級 z1=34 z2=144 m=2 低速級 z1=34 z2=109 m=2.5齒輪的結構尺寸兩小齒輪采用實心結構兩大齒輪采用復板式結構齒輪z1尺寸z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75ha=ha*m=1×2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm h=ha+hf=2

13、+2.5=4.5mm da=d12ha=68+2×2=72mm df=d12hf=682×2.5=63 p=m=6.28mm s=m/2=3.14×2/2=3.14mm e=m/2=3.14×2/2=3.14mm c=c*m=0.25×2=0.5mm齒輪z2的尺寸由軸可 得d2=272 z2=144 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1×2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(10.5)×2=2.5mm da=d22ha=2722×2=276df=d12hf=2722×2.5

14、=266 p=m=6.28mms=m/2=3.14×2/2=3.14mme=m/2=3.14×2/2=3.14mmc=c*m=0.25×2=0.5mmDTD31.6D4=1.6×49=78.4D0da-10mn=276-10×2=256D20.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5 c=0.2b=0.2×65=13齒輪3尺寸由軸可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95ha =ha*m=1×2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+

15、0.25)×2.5=3.125da=d3+2ha=85+2×2.5=90 df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75p=m=3.14×2.5=7.85 s=m/2=3.14×2.5/2=3.925e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625齒輪4寸由軸可得 d=64 d4=272.5 z4=109 m=2.5 b=85ha =ha*m=1×2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125da=d4+2ha=272.5+2

16、15;2.5=277.5 df=d1-2hf=272.5-2×3.125=265.25p=m=3.14×2.5=7.85 s=e=m/2=3.14×2.5/2=3.925c=c*m=0.25×2.5=0.625D0da-10m=272.5-10×2.5=257.5D31.6×64=102.4D2=0.25(D0-D3)=0.25×(257.5-102.4)=155.1r=5 c=0.2b=0.2×85=17第四部分 軸的設計高速軸的設計1.選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選

17、擇常用材料45鋼,調質處理.2.初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查機設表10-2,得c=106至117,考慮到安裝聯軸器的軸段僅受扭矩作用.取c=110則: D1min= D2min=D3min=3.初選軸承1軸選軸承為60082軸選軸承為60093軸選軸承為6012根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:D1=40mmD2=45mmD3=60mm4.結構設計(現只對高速軸作設計,其它兩軸設計略,結構詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結構形狀如圖所示.(1).各軸直徑的確定初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm。2段裝齒輪，

18、為了便于安裝，取2段為44mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取3段為53mm。5段裝軸承，直徑和1段一樣為40mm。4段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm。6段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛氈圈，故取6段36mm。7段裝大帶輪，取為32mm>dmin 。（2）各軸段長度的確定軸段1的長度為軸承6008的寬度和軸承到箱體內壁的距離加上箱體內壁到齒輪端面的距離加上2mm，l1=32mm。2段應比齒輪寬略小2mm，為l2=73mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算l3=1.4h；

19、去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和軸承6008同寬取l5=15mm。l6=55mm，7段同大帶輪同寬，取l7=90mm。其中l(wèi)4，l6是在確定其它段長度和箱體內壁寬后確定的。于是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。（3）.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用A型普通平鍵聯接，分別為16*63 GB1096-1979及鍵10*80 GB1096-1979。（4）.軸上倒角與圓角為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓

20、角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。5.軸的受力分析（1） 畫軸的受力簡圖。（2） 計算支座反力。Ft=2T2/d1=Fr=Fttg20。=5088FQ=2206N在水平面上FR1H=FR2H=Fr-FR1H=1851-472.9=1378N在垂直面上FR1V=Fr2V=Ft- FR1V=4536-1159=3377N（3） 畫彎矩圖圖42 軸2彎矩圖在水平面上，a-a剖面右側 MAh=FR1Hl3=472.90.0525=24.8N·ma-a剖面左側 MAh=FR2Hl2=13780.153=210.8 N&#

21、183;m在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=1299.9×0.153=198.9 N·m合成彎矩，a-a剖面左側a-a剖面右側畫轉矩圖轉矩 5088×（68/2）=173.5N·m6.判斷危險截面顯然，如圖所示，a-a剖面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險截面；b-b截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側均有應力集中，且b-b截面處應力集中更嚴重，故a-a截面左側和b-b截面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。7.軸的彎扭合成強度校核由表10-1查得 (1)a-a剖面右側3

22、=0.1×443=8.5184m3=37.41 （2）b-b截面左側3=0.1×423=7.41m3b-b截面處合成彎矩Mb:=397.7 N·m=52.52 8.軸的安全系數校核:由表10-1查得(1)在a-a截面右側WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3由附表10-1查得由附表10-4查得絕對尺寸系數;軸經磨削加工, 由附表10-5查得質量系數.則彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數查表10-6得許用安全系數=1.31.5,顯然S>,故a-a剖面安全.(2)b-b截面右側抗彎截面系數3=0.1×533=14.8

23、87m3抗扭截面系數WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3又Mb=523 N·m,故彎曲應力切應 由附表10-1查得過盈配合引起的有效應力集中系數 。 則顯然S>,故b-b截面右側安全。（3）b-b截面左側 WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3b-b截面左右側的彎矩、扭矩相同。彎曲應力 切應力 （D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圓角引起的有效應力集中系數。由附表10-4查得絕對尺寸系數。又。則 顯然S>,故b-b截面左側安全。第五部分 校 核高速軸軸承FR2H=Fr-FR1H=4536-3185=1351NFR1V=Fr2V=Ft- FR1V=4536-1159=3377N軸承的型號為6008，Cr=16.2 kN1） FA/COr=02） 計算當量動載荷 查表得fP=1.2徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y為X=1，Y=0 =5987 N3） 驗算6008的壽命 驗算右邊軸承 鍵的校核鍵1 10×8 L=80 GB1096-79 則強度條件為 查表許用擠壓應力