機械設計課程設計說明書解小霞

1、機械設計課程設計帶式輸送機傳動裝置設計說明書班級：機械1004設計者：解小霞 學號：100800402 指導老師：岳曉麗 日期：2013年1月101月18日目錄1、 設計任務書32、 傳動方案說明43、 傳動裝置總體設計54、 V帶設計計算95、 斜齒輪傳動設計計算116、 軸的設計與校核207、 低速軸軸承的校核258、 鍵連接的選擇與校核269、 箱體的設計2710、 減速器的潤滑和密封2911、 設計心得2912、 參考資料29一、設計任務書機械設計課程設計任務書設計帶式運輸機的傳動裝置。 工作條件： 1、 每天一班制工作，每年工作 300 天，使用年限 10 年，大修期 3 年； 2、

2、 連續(xù)單向回轉，工作時有輕微振動，運輸帶速度允許誤差±5%； 3、 生產(chǎn)廠可加工 78 級精度的齒輪； 4、 動力來源為三相交流電； 5、 批量生產(chǎn)。 傳動裝置簡圖： 設計任務：1）傳動裝置設計計算，遞交設計計算說明書1份（打?。?）減速器裝配圖設計，遞交手工繪制A1圖紙1張；4）減速器零件圖設計，遞交手工繪制的A3圖紙2張；5）減速器三維造型和動畫，遞交光盤1個。原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號91學號姓名100800402解小霞運輸機工作軸轉矩T(N.m)850N.m運輸帶工作速度V(m/s)0.95m/s卷筒直徑D(mm)350mm2、 傳動方案說明 1.將帶傳動布置于高速級 將傳動能力較

3、小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結構緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。 2. 高低速級均選用閉式斜齒圓柱齒輪 閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結構簡單、緊湊。 3.將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠的地方 由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。 綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。 三傳動裝置總體設計（

4、一）電動機選擇1. 電動機的類型Y系列三項交流異步電動機 電壓380V2. 選擇電機容量 已知運輸機工作時工作軸轉矩=850N.m滾筒半徑D=350mm 運輸機帶速V=0.95m/s 查表可知:V帶傳動效率,齒輪副傳動效率(2對，8級)2=0.97 ,滾動軸承效率（ 3對 ）3=0.98 ,齒輪聯(lián)軸器效率滾筒輸出的功率為：Pw1=Tw nw /9550 nw=60×1000VWD=51.839 r/min Pw1=850×51.839÷9550=4.614KW取工作機效率 w =0.96工作機所需功率 PW=PW1 w =4.6140.96=4.806KW總效率

5、a=1×22×33×4=0.95×0.972×0.983× 0.99=0.833電動機所需功率 Pd =Pwa= 4.8060.833=5.770KW3選擇電動機轉速滾筒轉速 nw=60×1000VwD=51.839rmin總傳動比范圍 i,a,=i,D×i, Y系列三項交流異步電動機 380V Y160M-6 Pw=4.806KW a=0.833 Pd =5.770KW Ped= 7.5KW nw= 970rmin 通常,V帶傳動的傳動比范圍為;二級圓柱齒輪減速器為; 則總傳動比范圍是,故電動機轉速的可選范圍為

6、=829.4248294.24r/min符合這一范圍的同步轉速有1000,1500,3000 r/min,綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸,重量,價格和總的傳動比,最終選擇電動機型號為Y160M-6技術數(shù)據(jù):滿載轉速970r/min額定功率重要外形尺寸:中心距地高H=160mm,電機軸直徑D=42mm（二）傳動比的分配總的傳動比為: 970/51.839=18.712查表2-1取V帶傳動的傳動比為2,則減速器的傳動比為9.356取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為3.619則低速級的傳動比為2.585（四）計算傳動裝置的動力和運動參數(shù)0軸（電動機軸） 5.770KW 970r/min 56.80

7、8 N.m1軸（高速軸）2軸（中間軸）3軸（低速軸） 各軸運動和動力參數(shù)軸名功率P/KW轉矩T/(N.m)轉速n/(r/min傳動比 i效率 電機軸5.77056.808970 20.95高速軸5.482107.9454853.6190.9513中間軸5.211371.339134.0152.5850.951低速軸4.954912.57651.843滾筒軸4.80685051.839四V帶設計計算 已知：電機Pd=5.770KW,轉速nm=970rmin.傳動比i=2.每天8小時，每年300天，年限10年，大修期3年。1.確定計算功率：由<<機械設計>>156頁表8-7

8、查得工作情況系數(shù) 2、選擇V帶型號根據(jù),查圖8-11(機械設計課本157頁)選A型V帶。3.確定帶輪直徑 1)初選小帶輪的基準直徑:由課本表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑=125mm 且,即電機中心高符合要求 2)驗算帶速v: 按式在(5-30)m/s范圍內,故帶速合適. 3)計算大帶輪的基準直徑. 根據(jù)表8-8,此數(shù)據(jù)即為標準數(shù)據(jù)4.確定中心距和帶長1)初選中心距2)求帶的計算基準長度 初定 a=500 Z=51597mm由表8-2取帶的基準長度Ld=1600mm3)計算中心距:a 501.5mm500mm從而確定中心距調整范圍 548mm 476mm5.驗算小帶輪包角 6.確定V帶根

9、數(shù)Z 1)計算單根V帶的額定功率 由=125mm,nm=970r/min ,查表8-4a得=1.39KW 由 n1=970r/min,傳動比為2,A型帶,查表8-4b得P0=0.113Kw 查表8-5得=0.96,表8-2得=0.99 于是1.428KW2)計算V帶根數(shù)Z 4.445取Z=5根 7計算單根V帶初拉力最小值 其中q由表8-3查得 應使實際初拉力值大于或等于8計算對軸的壓力最小值 1631.7N五、齒輪設計計算（1） 高速級減速齒輪設計 已知：P1=5.482KW,小齒輪轉速n1=485r/min,i=3.619,工作壽命10年，每年工作300天，每天工作8小時，78級精度齒輪。1

10、. 選精度等級，材料及齒數(shù) （1）材料45，小齒輪調質，大齒輪正火，齒輪精度8級，小齒輪硬度240HBS,大齒輪硬度200HBS.（2） 選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=86.856，取Z2=87，i=Z2/Z1=87/24=3.625（3） 初選螺旋角=14º2. 按齒面接觸強度設計 按式計算，即（1） 確定公式內的各計算數(shù)值 1）試選=1.3 2）由圖10-30（機設課本）選取區(qū)域系數(shù)=2.435 3）由圖10-26查得=0.775，=0.870，則=+=1.645 4）許用接觸應力 小齒輪傳遞的轉矩 T1=10.795×104 N.mm 由表10-7選取齒寬系

11、數(shù) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 由圖10-21d,按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Mpa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限390Mpa 由式6-13計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×485×1×8×300×10=6.984×108 N2=6.984×1083.625=1.927×108 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)， 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1.由式（10-12）得 1.02×555=566.1Mpa 5）計算 將上述有關值代入 得結果 計算圓周速度 計算

12、齒寬b及模數(shù) 57.14×cos14º24=2.31mm 2.25×2.31=5.198mm 57.145.198=10.993計算縱向重合度計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)，根據(jù)V=1.451m/s,8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)，由表10-4查得 由圖10-13查得，由表10-3查得所以載荷系數(shù) 按實際的載荷系數(shù)矯正所得的分度圓直徑 計算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強度設計 由式 (1) 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度.從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 計算當量齒數(shù) 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞極限 大齒輪的彎曲

13、疲勞極限 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 計算彎曲疲勞許用應力 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 計算大.小齒輪的 并加以比較 =0.01565 =0.01745 經(jīng)計算，大齒輪的數(shù)值大=70（2） 設計計算 =1.974mm 對比計算結果，取mn=2.5mm,為了滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算得的分度圓直徑d1=70.31mm來計算應有的齒數(shù)于是由 取 Z1=27 則3.619×2798（3） 修正 Cos= 162.76將中心距圓整為160mm,則小齒輪分度圓直徑69.12mm大齒輪分度圓直徑計算齒輪寬度 69.12mm 圓整后取=70mm

14、, (4)結構設計 小齒： 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒： 齒頂圓直徑 （二）低速級齒輪計算 已知，小齒輪轉速，傳動比i為2.5851. 選精度，材料及齒數(shù) 1）材料45，小齒輪調質，大齒輪正火，齒輪精度8級，小齒輪硬度240HBS,大齒輪硬度200HBS 2)選小齒輪齒數(shù),大齒輪 3）選取螺旋角，初選螺旋角2. 按齒面接觸強度設計 按式（10-21）計算，即 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）試選=1.3 2）由圖10-30選區(qū)域系數(shù) 3）由圖10-26查得， 4）許用接觸應力 計算小齒輪傳遞轉矩 由表10-7選取齒寬系數(shù) 由表10-6查得彈性影響系數(shù) 由圖10-21d按齒面硬度查得555M

15、pa，390Mpa 應力循環(huán)次數(shù)： 1.93×108 由圖10-19取， 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%.安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 1.1×555=610.5Mpa 1.23 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得 得結果 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù) 2.25×2.648=5.958 14.20 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù).1，根據(jù)V=0.594m/s,8級精度，由圖10-8得動載荷系數(shù)，由表10-4查得，由圖10-13查得，由表10-3查得，故載荷系數(shù)： 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直

16、徑，由式（10-10a）得 7）計算模數(shù)m 3. 按齒根彎曲強度設計 由式（10-17） （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù) 2）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角系數(shù) 3)計算當量齒數(shù) 4）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得， 5）查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得， 由圖10-20C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 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 6）計算大.小齒輪的，并加以比較 =0.01529 =0.01754 大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算 =2.52取m=3mm 按來計算的齒數(shù)

17、a=185mm =105mm 取，則2.585×33=854. 幾何尺寸計算 （1）計算中心距： 185.34mm 圓整為185mm (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 103.48mm 圓整后取=105mm,（5）結構設計 小齒： 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒： 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 六軸的設計與校核（1） 高速軸的設計 1.軸的材料及熱處理選擇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擇常用材料45鋼,調質處理.2.初估軸的最小直徑按扭矩初估軸的直徑,查表(機設)15-3,得A0=103至126,取A0=120

18、則: =26.93mm 因為高速軸上安裝有大帶輪,所以高速軸的直徑不能和電機軸的直徑相差太多.已知選用的電機型號Y160M-6,其電機軸直徑為42mm.所以高速軸,安裝大帶輪一段的直徑初定為30mm.3.初選軸承因為高速軸上裝有斜齒輪,則在齒輪嚙合過程中會產(chǎn)生軸向力,為了能承受軸向力的作用,并且適應相對較高的轉速,所以選用圓錐滾子軸承,型號為30208根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:d=40mm且因為沒有大齒輪的圓周速度超過2m/s,所以選擇脂潤滑,則每個軸承旁邊都要安裝擋油環(huán).4.結構設計（參見結構簡圖） 初估軸徑后,從右端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承30208和擋油環(huán),故該段直徑為4

19、0mm。因為高速級小齒輪分度圓較小,所以將軸3段與高速級小齒輪做成一體，形成齒輪軸。段2考慮到擋油環(huán)的軸向定位，所以以軸環(huán)的形式設計，直徑定為45mm，5段裝軸承和擋油環(huán)，直徑和1段一樣為40mm。4段不裝任何零件，但考慮到擋油環(huán)的軸向定位，及整個軸的比例協(xié)調,取為45mm，取3段為74.120mm（分度圓直徑）。6段裝大帶輪，因為需要裝大帶輪取為30mm>dmin 。（2）各軸段長度的確定軸段1，2的長度和為軸承30208的寬度和擋油環(huán)厚度以及箱體內壁到齒輪端面的距離（10mm），定為43mm。3段與齒輪同寬，為69mm。5段的長度同樣考慮軸承30208和擋油環(huán)的厚度，確定箱體內壁位置

20、和軸承座寬度，并且結合考慮安裝軸承端蓋以及大帶輪后能方便安放螺栓后得到，取48mm。定為85mm，6段需要安裝大帶輪，考慮大帶輪的結構和V帶根數(shù)為5，取安裝段長度為70mm。4段的長度是在確定其他段長度后自然形成的。（3）軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，與軸承內圈配合軸頸選用k6，與大帶輪聯(lián)接的鍵采用A型普通平鍵聯(lián)接，為 鍵 8*7 GB1096-1979 （b=8mm,h=7mm,L=40）(二)中間軸的設計1.材料為45號鋼，調質處理2.出估算軸的最小直徑，取,則=37.27mm ，選取兩軸承段軸徑為40mm,選取圓錐滾子軸承 302083.軸的結構和尺寸確定 1)各軸直徑的確定初

21、估軸徑后,從右端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承30208和擋油環(huán),故該段直徑為40mm。因為中間軸齒輪分度圓較大,不宜與齒輪做成一體,所以將軸2段,軸4段裝齒輪,軸2段定為45mm,軸4段定為45mm。段3考慮到齒輪的軸向定位，所以以軸環(huán)的形式設計，直徑定為60mm，5段裝軸承和擋油環(huán)，直徑和1段一樣為40mm。2)各軸段長度的確定軸段1的長度和為軸承30208的寬度和擋油環(huán)厚度以及箱體內壁到齒輪端面的距離（10mm），定為45mm，軸段3定位17.5mm。2段考慮用于高速級大齒輪定位，應比該齒輪稍窄,定為67mm。4段同樣需要安裝低速級小齒輪，考慮該齒輪的周向定位,定長度為107mm。5段

22、軸環(huán)的寬度取45mm。3）軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，與軸承內圈配合軸頸選用k6，與高速級大齒輪均采用A型普通平鍵聯(lián)接，為鍵2 16×10 L=45 GB1096-79, 與低速級小齒輪聯(lián)結的鍵為減少加工過程中的換刀次數(shù)，均采用A型普通平鍵聯(lián)接，為鍵3 16×10 L=80mm GB1096-79.（三）低速軸的設計與校核 1.軸的材料及熱處理選擇 同高速軸, 選擇常用材料45鋼,調質處理. 2.初估軸的最小直徑按扭矩初估軸的直徑,查表(機設)15-3,得A0=103至126,取A0=105則:=48mm這算出的為軸受扭段的最小直徑. 對于低速軸來說,軸受扭段即

23、為大齒輪到聯(lián)軸器端的軸段,則最小軸段應定為外伸端裝聯(lián)軸器的軸段,根據(jù)聯(lián)軸器的選擇(詳見本說明書第七部分),最小直徑d3定為50mm. 3.初選軸承(1)因為中間軸上裝有斜齒輪,則在齒輪嚙合過程中會產(chǎn)生軸向力,為了能承受軸向力的作用,并且適應相對較高的轉速,和較高速軸更粗的直徑,所以選用圓錐滾子軸承,型號為30212根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:d=60mm。 4.結構設計（參見結構簡圖） 低速軸1).各軸直徑的確定初估軸徑后,則可按軸上零件的安裝順序,從右端開始確定直徑.該軸軸段1安裝聯(lián)軸器,故該段直徑為50mm。軸3段和軸8段安裝軸承和擋油環(huán),所以定為60mm. 軸2段應與密封毛氈的尺寸

24、同時確定，查機械設計手冊，選用d=55mm的毛氈圈，故取2段55mm.段6安裝低速級大齒輪,定為73mm.段7考慮到擋油環(huán)的軸向定位，所以以軸環(huán)的形式設計，直徑定為65mm.5段考慮齒輪的軸向定位,以軸環(huán)的形式設計,定為83mm。4段不裝任何零件，但考慮整個軸的比例協(xié)調,取4段為65mm。2）各軸段長度的確定軸段1應該按選用聯(lián)軸器的尺寸來定，所以定為84mm,軸段3和軸段8的長度和為軸承6212的寬度和擋油環(huán)厚度，定為34mm。軸段7應考慮箱體內壁到齒輪端面的距離（10mm）,所以定為14mm.6段應考慮齒輪的定位，為88mm。5段軸環(huán)定為10mm。2段的長度是在確定箱體內壁位置和軸承座寬度，

25、并且結合考慮安裝軸承端蓋以及考慮安裝聯(lián)軸器后可以方便插取彈性套柱銷得到，定68mm。4段的長度是在確定其他段長度后自然形成的。（計算后得出為75mm）3)軸上零件的周向固定與低速級大齒輪均采用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵4 20×12 L=70 GB1096-79 4)軸上倒角與砂輪越程槽與圓角根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。因為軸上裝有軸承,所以軸段5,軸段1需要磨削,則應該在軸段5的右側,軸段1的左側開有砂輪越程槽,根據(jù)刀具的寬度,槽的尺寸為4*1齒輪軸肩定位處需要設計過渡圓角，軸環(huán)3左側過渡圓角半徑定為2mm. 5.低速軸的校核 已知低速軸，1. 作用在

26、齒輪軸上的力已知大齒輪的分度圓直徑為，則 , , 圓周力，徑向力，軸向力的方向以及彎矩圖，扭矩圖方向如圖所示：其中：； 式中： , , ；合成： 彎曲： 式中，b=14mm,h=9mm,t=5.5mm所以，B處收扭： 所以軸符合要求七低速軸軸承校核 軸3壽命計算，所選軸承302012. Y=1.5，e=0.4 ； 所以1軸承緊，2軸承松e ；所以X=0.4，Y=1.5 e ；所以X=1，Y=0 =248.8年3年 所以軸承滿足要求8. 鍵連接的選擇與校核1. 鍵選擇 軸1帶輪鍵：，寬度b=8mm，軸深t=4mm，轂t1=3.3mm r=0.160.25mm 中間軸鍵：大齒輪 ，寬度b=12mm

27、，軸深t=5mm， 轂 t1=3.3mm，r=0.250.4mm 小齒輪 ，寬度b=12mm，軸深t=5mm，轂 t1=3.3mm，r=0.250.4mm 軸3： 大齒輪 ，寬度b=18mm，軸深t=7mm， 轂 t1=4.4mm，r=0.250.4mm，l=90mm，k=0.5h=5.5 聯(lián)軸器 ，寬度b=14mm，軸深t=5.5mm， 轂 t1=3.8mm，r=0.250.4mm，l=100mm，k=0.5h=4.52. 軸3鍵校核 大齒輪鍵：110MPa 聯(lián)軸器鍵：110MPa 所以鍵符合要求9. 箱體的設計 材料 HT150200，低速級中心距a=185mm1. 箱座壁厚 ，取2. 箱

28、蓋壁厚 8 mm，取3. 箱座凸緣厚度 4. 箱蓋凸緣厚度 5. 箱座底凸緣厚度 6. 地腳螺栓直徑 ，圓整為7. 地腳螺栓數(shù)目 n=4（a250）8. 軸承旁連接螺栓直徑 ，圓整為9. 箱蓋與箱座連接螺栓直徑 ，取10. 連接螺栓的間距 11. 軸承端蓋螺釘直徑 ，取12. 視孔蓋螺釘直徑 ，取13. 定位銷直徑 ，取14. Df.d1.d2至外箱壁距離 ：；： ：15. df.d2至凸緣邊距離 ：；：16. 軸承旁土臺半徑 17. 軸承端蓋外徑 軸承座孔直徑+（55.5）d318. 軸承旁連接螺栓距離 19. 凸臺高度h20. 外箱壁至軸承座端面距離 21. 大齒輪頂圓與內箱壁距離 22.

29、 齒輪端面與內箱壁距離 23. 箱蓋.箱座助厚 ；24. 內箱壁至軸承座端面距離 取； 所以 ；箱蓋吊耳： ；油標： M16 ， ，箱座吊鉤： ， ，r=0.25B=12.5mm放油孔： d=M20×1.5 , D0=30mm , L=28mm , l=15mm , a=4mm , D=25.4mm , S=22mm , d1=22mm , H=2mm視孔蓋： d=M20×1.5 , a=4mm , D=30mm , D1=25.4mm , d1=6mm , s=22mm , L=28mm , l=15mm軸承蓋結構和尺寸：軸1 ， ， ，軸2和軸1一樣軸3 ， ， ，10. 減速器的潤滑和密封 一.齒輪的潤滑根據(jù)<<機械設計>>P233,對于