帶式運輸機傳動裝置2

1、機械設計課程設計計算說明書目 錄第一章、設計題目···········································2第二章、電動機的選擇·&

2、#183;····································3第三章、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)··········

3、·········5第四章、傳動零件的設計計算4.1斜齒圓柱齒輪傳動的設計···································74.2直齒圓柱

4、齒輪傳動的設計··································114.3減速器高速軸的設計············

5、83;·························144.4減速器低速軸的設計······················&

6、#183;···············194.5滾動軸承和聯(lián)軸器的選擇·······························

7、83;··224.6鍵的選擇與校核··········································24第五章、減速器箱體及附件的設計5.1箱

8、體結構設計············································265.2減速器附件及其結構設計··

9、83;·······························27第六章、設計小結與心得體會················

10、··············30第七章、參考文獻··································&#

11、183;·······31第一章、設計題目1.設計題目帶式運輸機傳動裝置。傳動裝置簡圖如右圖所示。（開式齒輪傳動嚙合點的位置自行確定。）（1） 帶式運輸機數(shù)據(jù) 運輸機滾筒軸功率P= 4.5KW運輸機滾筒軸轉速n= 78m/s運輸帶滾筒直徑D= 300mm滾筒輪中心高度H= 300mm（2） 工作條件 用于鍋爐房運煤，三班制工作，每班工作 四小時，空載啟動，單向、連續(xù)運轉，載荷平穩(wěn)。（3） 使用期限 工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年。（4） 生產(chǎn)批量及加工條件小批量生產(chǎn)，無鑄造設備。2.設計任務1)選擇電動機

12、型號；2)確定開式齒輪傳動的主要參數(shù)及尺寸；3)設計減速器；4)選擇聯(lián)軸器。3.具體作業(yè)1)減速器裝配圖一張；2)零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；3)設計說明書一份4.數(shù)據(jù)表表1-1 設計數(shù)據(jù)表P/KW3.23.33.43.54.24.54.85.05.25.55.8n/(r/min)7475747676788084858690H/mm300 第二章 、電動機的選擇1、選擇電動機的類型按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。 2、選擇電動機的容量電動機所需功率為 ，工作機所需工作功率Pw為 Pw=4.5Kw。電動機與運輸機之間傳動裝置的總效率； 彈性聯(lián)軸器效率 ；

13、斜齒圓柱齒輪效率 ； 滾動軸承效率（三對） ；開式齒輪傳動效率 ；滾筒效率 ；故總效率 所需電機功率： 根據(jù)Y系列電動機技術數(shù)據(jù)知，選電動機額定功率為5.5。3、確定電動機轉速 滾筒軸工作轉速 n=78r/min,通常一級斜齒圓柱齒輪傳動比范圍為 ； 一級圓柱開式齒輪傳動比范圍為 ； 則總傳動比為i=225;電動機轉速可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有750，1000，1500三種?，F(xiàn)以這三種同步轉速方案進行比較。 表2 額定功率為7.5kw時電動機選擇方案方案電動機型號額定功率/kw同步轉速/滿載轉速 (r/min)1Y132S-45.51500/14402Y132M2-65.51000/9

14、603Y160M2-85.5750/720 經(jīng)過三種方案的比較，選擇方案1，Y132S-4型電動機是最合理的 。第三章、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.傳動比分配 (1) 傳動裝置的總傳動比要求為:; (2) 分配傳動裝置各級傳動比 電動機和減速器的輸入軸是同軸的，故它們之間的傳動比為=1；一級斜齒圓柱齒輪的傳動比為=4.5; 則開式齒輪傳動的傳動比為=18.46/4.5=4.1;為電動機軸，高速軸，輸出軸，滾筒軸的轉速，單位r/min；為電動機軸，高速軸，輸出軸，滾筒軸的功率，單位kw；為電動機軸，高速軸，輸出軸，滾筒軸的輸入轉矩。單位；各軸的運動和動力參數(shù)計算如下：0軸（電動機軸）5.24

15、kw1440r/min1軸（高速軸）2軸（低速軸）滾筒軸 表3-1 各軸的運動和動力參數(shù)軸名參數(shù)電動機1軸2軸滾筒軸轉速r/min1440144032080輸入功率kw5.245.144.944.6輸入轉矩34.7534.06147.4563.2效率0.990.990.970.96傳動比i 1 4.5 4.1第四章、傳動零件的設計計算4.1、斜齒圓柱齒輪傳動的設計1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料，齒數(shù)及螺旋角。（1）、按傳動方案選用圓柱斜齒齒輪；（2）、運輸機一般工作速度不高，故可選用7級或者8級精度，這里選擇7級精度進行計算。（3）、材料選擇。由教材表101選擇小齒輪材料為40cr，調(diào)

16、質(zhì)處理，平均硬度為280HBS，大齒輪材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）、初選小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪齒數(shù)為?。?），螺旋角：初步選擇螺旋角.2、按齒面接觸強度設計由進行試算。（1）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a、選定載荷系數(shù) ；b、小齒輪傳遞的轉矩 由前面已計算得；c、由教材表107選取齒寬系數(shù) ；d、由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)由圖10-26查得 e、由教材表106查得材料的彈性影響系數(shù)；f、由教材圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 ，大齒輪的接觸疲勞強度極限 g、由教材式1013計算應力循環(huán)次數(shù) ； ；h、由教材圖1019查得接觸疲

17、勞壽命系數(shù) ， i、 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由教材式1012得 ； ；則許用接觸應力為：（2）、計算a、試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 b、計算圓周速度v c、計算齒寬b d、計算齒高h模數(shù) 齒高 e、計算齒寬與齒高之比b/h g、計算縱向重合度h、計算載荷系數(shù)k 根據(jù)，7級精度，由教材圖108查得動載系數(shù)由教材表104查得 由教材表1013查得 由教材表102查得使用系數(shù) 查教材圖1013得 故載荷系數(shù)為 h、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由教材圖1010a得 i、計算模數(shù) 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 由公式 進行設計 （1）、確定公式內(nèi)的各

18、計算數(shù)值 a、計算載荷系數(shù) b.根據(jù)縱向重合度=1.9.6，=0.88；計算當量齒數(shù)；由教材圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 c、由教材圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù) d、計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由式1012得 ； e、查取齒型系數(shù)，由教材表105查得 f、查取應力校正系數(shù)，由教材表105查得 g、計算大小齒輪的并比較 ； 。 大齒輪的數(shù)值大（2）、設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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（即模

19、數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度計算得的模數(shù)1.5m按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)： ；則取=27；則大齒輪的齒數(shù)為 ：； 即?。?這樣設計出的齒輪傳動即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算（1）、分度圓直徑；（2）、計算中心距圓整到115mm. （3）、計算齒輪寬度取， ；4.2、直齒圓柱齒輪傳動的設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）、按傳動方案選用直齒圓柱齒輪；（2）、選用7級精度；（3）、材料選擇。由教材表101選擇小齒輪材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為280HBS，大齒輪材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬

20、度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）、初選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪數(shù)；2、按齒面接觸強度設計由進行試算。（1）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a、選定載荷系數(shù) b、小齒輪傳遞的轉矩 由前面已計算得c、由教材表107選取齒寬系數(shù) d、由教材表106查得材料的彈性影響系數(shù) e、由教材圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 ，大齒輪的接觸疲勞強度極限 f、由教材式1013計算應力循環(huán)次數(shù) f、由教材圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù) ， g、計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由教材式1012得（2）、計算a、試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 b、計算圓周速度v

21、c、計算齒寬b d、計算齒高h模數(shù) 齒高 e、計算齒寬與齒高之比b/h f、計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由教材圖108查得動載系數(shù) ， 由教材表102查得使用系數(shù) 由教材表104查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時 由，。查教材圖1013得 故載荷系數(shù)為 g、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由教材圖1010a得 h、計算模數(shù)m 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 由公式 進行設計 （1）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a、由教材圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 b、由教材圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù) c、計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由式10

22、12得 ； d、計算載荷系數(shù) e、查取齒型系數(shù)，由教材表105查得 f、查取應力校正系數(shù)，由教材表105查得 g、計算大小齒輪的并比較 ； 大齒輪的數(shù)值大。（2）、設計計算 對比計算結果，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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度計算得的模數(shù)2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)：；則大齒輪的齒數(shù)為 這樣設計出的齒輪傳動即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算（1）

23、、分度圓直徑；（2）、計算中心距（3）、計算齒輪寬度取， 4.3、減速器高速軸的設計1、軸上的功率 2、作用在齒輪上的力。小齒輪分度圓的直徑 。 圓周力徑向力軸向力的方向如圖4-3所示。3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45調(diào)質(zhì)鋼，根據(jù)表153，取輸出軸的最小直徑是安裝連軸器處軸的直徑 與連軸器的孔徑相適應，故需同時選擇連軸器的型號。連軸器的計算扭矩，查表141，取，按照計算扭矩應小于連軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002,選取LT4型彈性套柱銷連軸器，其公稱直徑轉矩為，連軸器的孔徑為=20mm，取，連軸器的長度為，連軸器與軸配合的輪轂長度為4、軸的結構設計擬定軸上零件的

24、裝配方案，如圖所示 圖41 軸上零件裝配與軸的結構示例5、根據(jù)軸的軸向定位要求確定各段的直徑和長度。（1）為滿足聯(lián)軸器的定位要求，12軸段左端需制一軸肩，故取23軸段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑去擋圈直徑，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在聯(lián)軸器的端面上，故12的長度應比略短些，現(xiàn)取。（2）初步選擇滾動軸承滾動軸承應有軸向力和頸向力的作用，故選擇深溝球軸承，參照工作要求，,所以初選深溝球軸承6206。尺寸為 所以 ,。（3）軸承端蓋的總寬度為，根據(jù)軸承蓋的裝拆便于對軸承添加潤滑油的要求，軸端蓋與聯(lián)軸器左端面間的距離，所以。（4）左端滾動軸承采用軸肩定位，

25、由手冊查得6206型軸承的定位高度，因此，取.。（5）安裝齒輪處的軸段45的直徑，根據(jù)齒輪寬度取。（6）以2軸（中間軸）做參照，按幾何關系可得 ； 考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 已知滾動軸承寬度B=16mm，則;至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.6按許用彎曲應力校核軸強度（1） 軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬的中心，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置； ； 。（2） 軸的受力圖，見下圖： 圖4-2 高速軸的總體受力圖 圖4-3 高速軸水平面受力分析圖圖4-4 高速軸水平面受力扭矩圖 圖4-5 高速軸豎直面受力分析圖 圖4-6 高速軸

26、豎直面受力扭矩圖圖4-7 高速軸總體扭矩圖圖4-8 高速軸總體轉矩圖（3）計算軸上的作用力 ； ;T=39Nm;表4-1 高速軸危險截面的分析載荷水平面H垂直面V支反力， ，彎矩M 總彎矩扭矩TT=39Nm根據(jù)第三強度理論進行校核：故前面設計合理，尺寸能夠滿足要求。4.4、減速器低速軸的設計圖4-9 中間軸簡圖1.各軸段的直徑的確定（1）各軸段的直徑的確定 ;（2）各軸段長度的確定 ; ; ; ; ;.2. 按許用彎曲應力校核軸強度(1)由上述對高速軸的計算，同理計算軸上作用力； 。(2)軸的受力圖，見下圖 .圖4-10 輸出軸的總體受力圖 圖4-11 輸出軸水平面受力分析圖 圖4-12 輸出

27、軸水平面受力扭矩圖 圖4-13 輸出軸豎直面受力分析圖圖4-14 輸出軸豎直面受力扭矩圖圖4-15 輸出軸總體轉矩圖(3)計算軸上的作用力； ;根據(jù)第三強度理論進行校核：故前面設計合理，尺寸能夠滿足要求。4.5、滾動軸承和聯(lián)軸器的選擇1. 高速軸上滾動軸承的選擇由前計算，軸承承受徑向力；軸向載荷軸承的工作轉速；裝軸承處的軸頸直徑可在2735mm范圍內(nèi)選擇，運轉時有輕微沖擊，預算壽命為，試選擇軸承型號。，.；。2. 驗證軸承壽命是否合格(1)求比值根據(jù)表13-5，深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時(2)初步計算當量動載荷p，根據(jù)得：按照表13-6，取。按照表13-5，x=0.56，y值在已知

28、型號和基本額定靜載荷后才能求?，F(xiàn)先選一近似中間值，取y=1.5，則 (3) 根據(jù)式（13-6），軸承應有的基本額定動載荷值(4)按照軸承樣本或設計手冊選擇C=19500N的6206軸承。 根據(jù)C=19500查得C0=11500N。(5)求當量動載荷P (6)驗算6206軸承的壽命由公式，其中；代入數(shù)據(jù)驗算得 ；所以，該軸承能滿足要求。3. 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作要求，為了隔離振動與沖擊，高速軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器?？紤]轉矩變化小，查教材（表141），取 ，則，該軸的轉速為 ，查標準，選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，許用轉速，故適用。4. 滾子軸承的選擇由前計算，軸承承受徑向力；軸向載荷軸承

29、的工作轉速；裝軸承處的軸頸直徑可在3745mm范圍內(nèi)選擇，運轉時有輕微沖擊，預算壽命為，試選擇軸承型號。(1)求比值根據(jù)表13-5，深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時(2)初步計算當量動載荷p，根據(jù)得：按照表13-6，取。按照表13-5，x=1，y=0。則 (3) 根據(jù)式（13-6），軸承應有的基本額定動載荷值所以，該30308軸承能滿足要求。4.6、鍵的選擇與校核1、高速軸上鍵的選擇與校核選擇A型普通平鍵，。查表61（教材），初選鍵 鍵寬 ，鍵高 ，鍵長 。查表62（教材），鍵的許用擠壓應力取為。由公式 校驗，其中鍵的，鍵的工作長度，傳遞的轉矩，代入得：，則鍵的擠壓強度滿足要求標記為：

30、鍵2、 中間軸的鍵的選擇與校核選擇A型普通平鍵1）高速級大齒輪處 ，查教材表61，選鍵，則，代入得：，則鍵的擠壓強度滿足要求標記為： 鍵2） 低速級小齒輪處 ，選鍵，。則鍵的接觸高度，鍵的工作長度，傳遞的轉矩，代入得：，則鍵的擠壓強度滿足要求標記為： 鍵3、 低速軸鍵的選擇與校核選擇A型普通平鍵1）低速級大齒輪處 ，查教材表61，選鍵，則，代入得：，鍵的擠壓強度滿足要求標記為： 鍵2）與聯(lián)軸器聯(lián)結處鍵的選擇，查教材表61，選鍵，則，代入得：，鍵的擠壓強度滿足要求標記為： 鍵第五章、減速器箱體及附件的設計5.1、箱體結構設計參考課程設計書上的參數(shù)，可計算出尺寸如下表：名稱符號減速器型式及尺寸關系

31、箱座厚度8mm箱蓋厚度8mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度b 12 mm箱座底凸緣厚度 20 mm箱座上的肋厚m6.8mm箱蓋上的肋厚6.8mm地腳螺栓直徑M16地腳螺栓數(shù)目n4地腳螺栓螺栓通孔直徑20mm螺栓沉頭孔直徑36mm地腳凸緣尺寸25mm22mm軸承旁螺栓直徑M10軸承旁螺栓螺栓通孔直徑13.5mm螺栓沉頭孔直徑36mm剖分面凸緣尺寸 20mm定位銷孔直徑8mm軸承旁凸臺半徑18mm軸承旁凸臺高度h60mm箱體外壁至軸承座端面距離K 42mm剖分面至底面高度H250mm上下箱聯(lián)結螺栓直徑M8上下箱螺栓螺栓通孔直徑9mm螺栓沉頭孔直徑20mm剖分面凸緣尺寸15mm12mm表5-1箱體基本數(shù)據(jù)圖5.2、減速器附件及其結構設計 (1)油標如左圖桿式油標，螺紋直徑選為M16，則相應系數(shù)為：第32頁 圖5-1油標簡圖 (2)放油孔油塞 如圖21放油螺塞的直徑取為，則相應的其他參數(shù)為： 圖5-2油塞簡圖 （3）起吊裝置 圖5-3吊耳簡圖a、箱蓋上的吊耳 箱蓋上的吊耳結構如左圖22所示，其中 取 取 取 b、箱座上的吊鉤 箱座上的吊鉤尺寸的選擇參照吊耳，則其中 ， 取 （4）潤滑1、 由于滾