機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書設(shè)計(jì)題目帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)工程 學(xué)院05 機(jī)械 班設(shè)計(jì)者 周志才 指導(dǎo)教師 楊新華2008年1月8日目 錄設(shè)計(jì)任務(wù)書3傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明4電動(dòng)機(jī)的選擇4計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算6軸的設(shè)計(jì)計(jì)算9滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算16鍵連接的選擇及校核計(jì)算18聯(lián)軸器的選擇18減速器附件的選擇19潤(rùn)滑與密封19設(shè)計(jì)小結(jié)20參考資料目錄20機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書題目：設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器方案選擇：按給定的原始設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)（編號(hào)）1和傳動(dòng)方案（編號(hào)）d設(shè)計(jì)齒輪減速器一 總體布置簡(jiǎn)圖 1電動(dòng)機(jī)；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5鼓輪；

2、6帶式運(yùn)輸機(jī)二 工作情況：連續(xù)單向旋轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35 °C 三 原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸帶工作拉力F（N）：1500卷筒直徑D（mm）：220運(yùn)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(shè)計(jì)內(nèi)容1. 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；2. 斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算3. 軸的設(shè)計(jì)4. 滾動(dòng)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(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書的編寫五 設(shè)計(jì)任務(wù)1 減速器總裝配圖一張2 齒輪、軸零件圖各一張3 設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份六 設(shè)計(jì)進(jìn)度1、 第一階段：總體計(jì)算和傳動(dòng)件參數(shù)計(jì)算2、 第二階段：軸與軸

3、系零件的設(shè)計(jì)3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計(jì)算說(shuō)明書的編寫傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明由題目所知傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類型為：同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器。故只要對(duì)本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸較為緊湊，中間軸較長(zhǎng)、剛度差。電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因?yàn)楸緜鲃?dòng)的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。Y系列（IP44）電動(dòng)機(jī)為一般用途全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動(dòng)機(jī)內(nèi)部之特點(diǎn)，B級(jí)絕緣，工作環(huán)境溫度不超過(guò)+40°C，相對(duì)濕度

4、不超過(guò)95%，海拔高度不超過(guò)1000 m，額定電壓380V，頻率50Hz，適用于無(wú)特殊要求的機(jī)械，所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動(dòng)機(jī)。2 電動(dòng)機(jī)容量的選擇1） 工作機(jī)所需功率Pw Pw1.65kW2） 電動(dòng)機(jī)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(dòng)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇nd（i1·i2in）nwnw卷筒轉(zhuǎn)速（47.77 r/min）方案中只有齒輪傳動(dòng)，常用的齒輪傳動(dòng)的單級(jí)傳動(dòng)比i=35，故二級(jí)后為925，nd=429.931194.25 r/min，電動(dòng)機(jī)的

5、轉(zhuǎn)速越高，磁極越少，尺寸質(zhì)量越小，價(jià)格也越低；但傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比要增大，傳動(dòng)級(jí)數(shù)增大，從而使成本增加。對(duì)Y系列電動(dòng)機(jī)，通常多選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000 r/min的電動(dòng)機(jī)，故初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動(dòng)機(jī)。4電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定由表201查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求。 額定功率/kW2.2滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）940計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比1 計(jì)算總傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為：inm/nw=940/47.7

6、7=19.68多級(jí)傳動(dòng)中，總傳動(dòng)比為ii1*i2*i3in2 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。因?yàn)閕19.68，故取i1=i2=4.44速度偏差為0.1%<5%，所以可行。各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項(xiàng) 目電動(dòng)機(jī)軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉(zhuǎn)速（r/min）940940211.7147.6847.68功率（kW）2.22.142.051.971.93轉(zhuǎn)矩（N·m）22.3521.7392.65395.02387.16傳動(dòng)比114.444.441效率10.992×0.980.97×0.990.97×0.990.99&#

7、215;0.99傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1） 工作條件完全相同的情況下，采用斜齒輪傳動(dòng)可比直齒輪傳動(dòng)獲得較小的傳動(dòng)幾何尺寸。故采用斜齒輪傳動(dòng)2） 精度選擇運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故用7級(jí)精度3） 材料選擇；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。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(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過(guò)低速級(jí)

8、的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算按式（1021）試算，即 dt1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1) 選Kt（2）區(qū)域系數(shù)（3）計(jì)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(qiáng)度極限（8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（9）（10）計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)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(duì)于小齒輪做對(duì)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(qiáng)度極限N160n1jLh=60×940×1×（2×8×300×4）

9、N2N1/5由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(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(jì)算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t（2）計(jì)算圓周速度（3)）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt（4）計(jì)算縱向重合度（5)計(jì)算載荷系數(shù)K（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑（7）計(jì)算模數(shù)mn3 按

10、齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）確定計(jì)算參數(shù)（1）計(jì)算載荷系數(shù)（2）螺旋角影響系數(shù)（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)（4）查取齒形系數(shù)（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)（6）查取大小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限（7）查取彎曲疲勞壽命系數(shù)（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力（9）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較2）設(shè)計(jì)計(jì)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(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載系數(shù)KV由表104查的KH的計(jì)算公式和直齒輪的相

11、同由表1013查得由表103查得故載荷系數(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(qiáng)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=

12、0.82KH=1.42KF=1.35KH=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(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)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(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，

13、于是由z1=26.23，取z1=26；z2=1154 幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距2）按圓整后的中心距修正螺旋角3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑4）計(jì)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(yīng)當(dāng)與小齒輪一致，故軸材料選40CrII軸：1 初步確定軸的

14、最小直徑d=22.4mm2 求作用在齒輪上的受力Ft1=3431NFr1=Ft=1289NFa1=Fttan=873N；Ft2=782NFr2=294NFa2=199N3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(cè)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(zhǎng)度1. I-II段

15、軸承寬度為13mm，所以長(zhǎng)度為13mm2. 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(zhǎng)度為16mm3. III-IV段為小齒輪，長(zhǎng)度就等于小齒輪寬度60mm4. IV-V段用于隔開兩個(gè)齒輪，長(zhǎng)度根據(jù)畫圖得120mm5. V-VI段用于安裝大齒輪，長(zhǎng)度略小于齒輪的寬度，為53mm6. VI-VIII段軸承長(zhǎng)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

16、·m5 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，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)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力=10.5Mpa前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得=70Mpa，因此<,故安全。6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1） 判斷危險(xiǎn)截面截面、均不受扭矩和彎矩作用，雖然軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小值經(jīng)是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面、均無(wú)需校核從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面A上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集

17、中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，軸徑和截面相近，故不必作強(qiáng)度校核。截面A雖然應(yīng)力集中最大，但同時(shí)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(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩扭矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材為40Cr，調(diào)質(zhì)處理應(yīng)力集中系數(shù)材料敏感系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)尺寸系數(shù)扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)表面質(zhì)量系數(shù)綜合系數(shù)值碳鋼系數(shù)的確定計(jì)算安全系數(shù)值3） 截面V右側(cè)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

18、-4軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即碳鋼的特性系數(shù)取為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(cè)的彎矩扭矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力表面質(zhì)量系數(shù)綜合系數(shù)值所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為W=0.1d*d*dWT=0.2d*d*d=M/W過(guò)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(jīng)強(qiáng)化處理，即W=3930.4WT=7860.8M=26029N·mmT3=185300N·mm=6

19、.62Mpa=23.57Mpa=3.16=2.53故軸在右側(cè)的強(qiáng)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，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)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力=2.26Mpa

20、前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得=70Mpa，因此<,故安全。3.初步確定軸的最小直徑4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(zhǎng)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(yīng)達(dá)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(yīng)達(dá)2.5mm，考慮端蓋取直徑35mmf) VI-段由于聯(lián)軸器一端連接電動(dòng)機(jī)，另一端連接輸入軸，

21、所以該段直徑尺寸受到電動(dòng)機(jī)外伸軸直徑尺寸的限制，選為28mm各段長(zhǎng)度的確定g) I-II段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬16mm，該段長(zhǎng)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(zhǎng)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(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為55mml) 該段由聯(lián)軸器孔長(zhǎng)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

22、的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1） 軸上零件的裝配方案2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度I-IIII-V直徑/mm42655550長(zhǎng)度/mm845089254.求軸上的載荷Mm=41150N.mmT=395200N.mm5.彎扭校合滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算I軸：軸承30208的校核1） 徑向力2）派生力3）軸向力4)當(dāng)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(dāng)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(dāng)量載荷5）軸承壽

23、命的校核由于所以軸向力由于，由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為鍵連接的選擇及校核計(jì)算代號(hào)直徑（mm）工作長(zhǎng)度（mm）接觸高度（mm）轉(zhuǎn)矩（N·m）極限應(yīng)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(yīng)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(shè)計(jì)計(jì)算由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 軸的轉(zhuǎn)速較高，為減小啟動(dòng)載荷、緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)機(jī)相連，其孔徑受電動(dòng)機(jī)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(zhuǎn)矩 軸孔直徑 ，軸孔長(zhǎng) ，二、 低速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為低速軸與工作機(jī)軸相連，由于軸的轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，但傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因?yàn)闇p速器與工作機(jī)常不在同一底座上，要求具有較大的軸線偏移補(bǔ)償