帶式運輸機傳動裝置的設計機械設計課程設計任務書

1、 機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計 目錄一、設計任務書3二、傳動方案的說明和比較3三、電動機的選擇計算4四、傳動比的確定和各級傳動比的分配5五、運動和動力參數(shù)的運算6六、傳動零件(v帶和齒輪)的設計7七、軸的設計和計算17八、滾動軸承的選擇和計算22九、鍵鏈接的選擇和計算25十、潤滑和密封的說明25十一、拆裝和調整的說明26十二、減速箱體的附件的說明26十三、設計小結26十四、參考資料27項目計算公式或依據結果及備注一、設計任務書二、傳動方案的說明和比較三、電動機的選擇和計算四、傳動比五、動力參數(shù)六、傳動零件的設計七、軸的設計八、滾動軸承的選擇和計算九、鍵的設計和計

2、算十、潤滑和密封十二、減速箱體十三、設計小結十四、參考資料一、 設計任務書一、 設計題目： 二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器1. 試按下列的運動簡圖、工作條件和原始數(shù)據，設計一帶式輸送機的傳動裝置。1）運動簡圖 2）工作條件輸送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷變化不大，空載起動，二班制，使用折舊期8年（每年工作日300天），兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為5%，加工制造能力一般，空間沒限制，通風性能好。 3）原始數(shù)據輸送帶工作拉力f/n6.5輸送帶工作速度v（m/s）1.2滾筒直徑d/mm400二、傳動方案的說明和比較 1.此結構為二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器。此結構的特點是：結構簡單，由于軸承為不對稱

3、分布，因此延遲向軸承分布不均，要求軸有較大剛度。適合繁重惡劣環(huán)境下長期工，使用維護方便，但結構尺寸較大。 2.與其他結構的比較：分流式兩級圓柱齒輪減速器：結構復雜，由于齒輪相對與軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒向分布均勻，載荷受載較均勻，中間軸危險截面的轉矩只相當于軸所傳遞的轉矩的一半。適用于變載荷的場合兩級圓錐圓柱齒輪減速器：可用于兩軸垂直相錯的傳動中，制造安裝復雜，成本高，圓錐齒輪在高速級，圓錐齒輪尺寸不應太大，否則制造困難3、結論：考慮到長期在繁重環(huán)境下工作且節(jié)約資金的情況，故選擇兩級展開式斜齒圓柱齒輪減速器三、電動機的選擇和計算一 選擇電動機選擇電動機的內容包括：電動機的類型，結構形

4、式，容量和轉速，要確定電動機具體型號。1 選擇電動機的類型和結構形式電動機類型和結構形式要根據電源，工作條件和載荷特點來選擇。沒有特殊要求時均選用交流電動機，其中以三相鼠籠式異步電動機用得很多。y系列電動機為我國推廣采用的新設計產品，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體的場合，以及要求具有較好啟動性能的機械。所以選擇此型號的電動機。2 選擇電動機的容量 標準電動機的容量有額定功率表示。 所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。 容量小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成浪費。 電動機的容量主要由

5、運行時發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要其電動機的負載不超過額定值，電動機便不會過熱，通常不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。所需電動機功率為 pd=pw/式中：pd-工作機實際需要的電動機輸出功率，kw；pw-工作機所需輸入功率，kw；-電動機至工作機之間傳動裝置的總效率。工作機所需功率總效率按下式計算: _ 卷筒效率 _ 低速級聯(lián)軸器效率 _ 軸軸承效率 _ 低速級齒輪嚙合效率 _ 軸軸承效率 _ 高速級齒輪嚙合效率 _ 軸軸承效率 _ v帶傳動效率由手冊表1-7查得1=0.99、2=0.96、3=0.99、4=0.99、5=0.97、6=0.99、7=0.97、8=0.9

6、9、9=0.96。故 =0.9620.9720.995= 0.825 所以,pd=pw/=7.8/0.825=9.46kwpw=fv/1000=6.51.21000/1000=7.8kw=601000v/d=601.21000/4003.14=57.32r/min 查表12-1、12-3符合這一范圍的同步轉速有750、1000和1500r/min方案電動機型號額定功率/kw電動機同步轉速r/min滿載轉速r/min額定轉矩質量/kg1y180l-8117507302.0142y160l-61110009702.01473y160m-411150014602.3123綜合考慮電動機和傳動裝置的尺

7、寸、質量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第三種方案價位合適。則選擇的電動機為y系三相同步y(tǒng)160m-4，額定功率11kw，滿載轉速1500r/min，額定轉矩2.3，質量123kg。四、傳動比的確定和各級傳動比的分配 =1460/57.32=25.47取，=4，則 =25.47/12=2.12五、運動和動力參數(shù)的運算1、各軸的轉速n1=nm =1460 r / minn2=n1 /=1460/2.12= 688.68 r / minn3=n2 /=688.68/ 4=172.17 r / minn4= n3/=172.17/3=57.39r/min2、各軸的輸入功率p1=pd=9.460.

8、960.99=8.99kwp2=p1=8.990.960.99=8.54kwp3=p2=8.540.960.99=8.12kwp4=p3=8.120.990.99=7.96kw3、各輸入軸轉矩 td=9550pd/nm=95509.46/1460=61.8nmt1=9550 p1/ n2=95508.99/688.68=124.67 nmt2=9550 p2/ n3=95508.54/172.17=473.70 nmt3=9550 p3/ n4=95508.12/57.39=1351.21nm t4=9550 p4/ n4=95507.96/ 57.39=1324.59nm數(shù)據整理如下：軸名功

9、率p(kw)轉距t(nm)轉速n(r/min)傳動比i輸入輸入輸出電動機軸9.4661.81460.002.12一軸8.99124.671460.004二軸8.54473.7688.683三軸8.121351.21172.171 四軸7.96 1324.5957.39六、傳動零件的設計（一）v帶設計1.選擇普通v帶 由工作情況為：運轉方向不變，工作載荷穩(wěn)定。所以選用ka=1.1 pca= kap=1.19.46=10.406kw2.選擇v帶型：查書本圖8-11 選a型v帶3.確定帶輪直徑選 合適從動帶輪直徑2.12112=237.44mm查表8-8圓整 則所以帶傳動比為故從動輪轉速4.確定v帶

10、基準長度l0和中心矩a0a0 = (0.72)(d1+d2) = (0.72)(112+224) = 235.2672 取a0=600mm 5.驗算小帶輪包角1取6.確定帶的根數(shù) 取z=67.確定帶的初拉力；8.設計結果: 選用6根型號a-1800的帶，中心距為633mm（二）齒輪的設計與計算1.高速級齒輪傳動設計（1）選精度等級，材料及齒數(shù)運輸機：一般工作機器，速度不變，故選用7級精度材料選擇：由表10-1選擇 小齒輪材料為40gr(調質)，硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs, 二者材料硬度之差為40hbs初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)選取螺旋角，初選螺旋角按齒面

11、接觸疲勞強度實際 確定公式內各個算數(shù)值a. 試選b. 由課本圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c. 課本圖10-26查得d. 小齒輪傳遞轉矩 /688.68=124.67kn.me. 由課本表10-7選取齒寬系數(shù)f. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)g. 由圖10-21-d查得齒輪的解除疲勞強度極限h. 應力循環(huán)次數(shù)1630020688.68=3.967109 3.967109/3.92=1109 i. 由表10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)j. 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)s=1 計算a. 試算小齒輪分度圓直徑 b. 計算圓周速度 c. 計算齒寬b及模數(shù) b =mm = d. 計算縱向重合度e. 計

12、算載荷系數(shù)k由表10-2查得使用系數(shù)根據v=2.064m/s，7級精度，有圖10-8查得動載荷系數(shù)，故 由表10-4查得由表10-13查得由表10-3查得 故載荷系數(shù) f. 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 g. 計算模數(shù) (3).按齒根彎曲強度設計 確定計算參數(shù)a. 計算載荷系數(shù) b. 根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c. 計算當量齒數(shù) d. 查取齒形系數(shù)由表10-5查得 e. 計算大、小齒輪的 故大齒輪的數(shù)值大 且 設計計算 為滿足齒根彎曲疲勞強度取，為滿足齒面接觸疲勞強度取取 (4).幾何尺寸計算，計算中心距 將中心距圓整為160mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變

13、不多，故等值不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑 mm mm計算齒輪寬度所以圓整后取mm mm642*（1+0.25）*2 =59mmdf2=251mm齒頂圓直徑為da1=d1+64+2*1*2=68mmda2=260mm2. 低速級齒輪傳動設計選擇精度等級、材料及齒數(shù)運輸機：一般工作機器，速度不變，故選用7級精度材料選擇：由表10-1選擇 小齒輪材料為40gr(調質)，硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs, 二者材料硬度之差為40hbs初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)選取螺旋角，初選螺旋角按齒面接觸疲勞強度設計 確定公式內各計算數(shù)值a. 試選b. 由課本圖10-30選

14、取區(qū)域系數(shù)c. 由圖10-26查得 則d. 小齒輪傳遞轉矩t2=9550 p2/ n3=95508.54/172.17=473.7knm e. 由表10-7選取齒寬系數(shù) f. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) g. 由表10-21-d查得齒輪的解除疲勞強度極限 h.應力循環(huán)次數(shù) i. 由表10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) j. 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)s=1 計算a. 試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值b. 計算圓周速度 c.計算齒寬b及模數(shù) =d. 計算縱向重合度 e.計算載荷系數(shù)k由表10-2查得使用系數(shù)=1根據v=0.789m/s，7級精度，有圖10-8查得動載荷系數(shù)，故 由表

15、10-4查得由表10-13查得由表10-3查得 故載荷系數(shù) f. 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 g. 計算模數(shù) 按齒根彎曲強度設計 確定計算參數(shù)a. 計算載荷系數(shù) b. 根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c.計算當量齒數(shù) d. 查取齒形系數(shù)由表10-5查得 e. 計算大、小齒輪的并加以比較，取彎曲安全系數(shù). 大齒輪的數(shù)值大設計計算 為滿足齒根彎曲疲勞強度，取取 (4).幾何尺寸計算，計算中心距將中心距圓整為188mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故等值不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑 mm mm942*（1+0.25）*2 =89mmdf2=277mm齒頂

16、圓直徑為da1=d1+94+2*1*2=98mmda2=286mm計算齒輪寬度 所以圓整后取mm mm考慮到要同時滿足同軸的中心距相等的要求，現(xiàn)取第二組齒輪數(shù)據作為兩組齒輪的參數(shù)，同時滿足模數(shù)和分度圓直徑的要求七、軸的設計和計算(一) 輸入軸(i軸)的設計計算1、初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取a0 =112，于是得mmnpad53.20.146099.8112330min1=11軸上有一個鍵，將dmin1增大3%，即dmin1=21.15，取整為25mm（1）初選用6306型深溝球軸承，其內徑為d=30mm,寬度為b=

17、19mm，外徑d=72mm。（2）聯(lián)軸器的選擇和計算計算聯(lián)軸器的轉矩 由表14-1查得ka=1.3，根據公式tca=kat計算tca=1.3124.67=187 nm選取由于要考慮到電動機輸入軸直徑，而且軸的最小直徑連接聯(lián)軸器，所以選軸的最小直徑為25mm，同時選得聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為gy4 ，l=44mm.2.軸的結構設計（1）軸的結構圖（2）確定軸各段直徑和長度1-2段接電動機，d1=25mm,l1=(1.52)d1=37.550mm，取l1=44mm2-3段:通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮電動機和箱體外壁應有一定間距離l，故l2=l+c1+c2+(510)-b-3=

18、l+13+11+8+8-19-10=68mm3-4段d3=30mm，l3=35.1mm4-5段d4=37mm為了定位擋油環(huán)，長度l4= 一齒輪到三齒輪的距離15mm+三齒輪的寬度95mm=120mm5-6段因為齒輪直徑較小，若齒輪和軸分開的話，齒輪齒根圓到鍵槽底部的尺寸x小于2.5mt，故做為齒輪軸，故l5=b-2=63mm6-7d6=30mm,l6=b+3+(23)+2+(1-2)=19+10+3+9+1=42mm(二)中間軸（軸）的設計1. 初步根據確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取a0 =112，于是得mmnpad25.

19、9268.68854.8112332202min=軸上有兩個鍵，將dmin2增加10%，即dmin2=28.51，取整為35mm初選用深溝球軸承6307，其d=35mm，d=80mm，b=21mm。2.軸的結構設計（1）軸的結構圖（2）確定軸各段直徑和長度軸段12用于安裝軸承，所以d1=35mm,軸段長度l1=軸承寬度21mm+軸承到內壁距離5mm+一齒輪到內壁距離10mm+11.5mm(為了齒輪2定位可靠)+4mm(齒輪一寬于齒輪二)=51.5mm軸段23用于安裝齒輪三并定位擋油環(huán)，所以選取d2=44mm, 軸段長度l2=齒輪二的寬度95mm-4mm(為了定位可靠)=91mm軸段34定位齒輪

20、三右端，因此選擇軸段直徑d3=50mm,軸段長度l3=3 mm(齒輪一寬于齒輪二)+齒輪二到齒輪三的距離8mm=11mm軸段45用于安裝齒輪二并定位擋油環(huán)，所以選取d4=44mm, 軸段長度l4=齒輪三的寬度60mm-3mm(為了定位可靠)=57mm軸段56用于安裝軸承，所以d5=35mm,軸段長度l5=軸承寬度21mm+軸承到內壁距離5mm+三齒輪到內壁距離8mm+4mm(為了齒輪三定位可靠)=38mm（三）輸出軸（軸）的設計及校核1、初選軸的最小直徑選取軸的材料為40gr,調質處理。根據表153，取ao=112，于是得 mmnpad40.46.1721712.8112333303min=軸

21、上有兩個鍵，故將dmin3增大10%，即dmin3=44.5mm，取整為45mm（1）初選用7211c型角接觸球軸承，其b=21mm，d=100mm，d=55mm（2）聯(lián)軸器的選擇和計算計算聯(lián)軸器的轉矩 由表14-1查得ka=1.5，根據公式tca=kat計算tca=1.51351.21=2026.8 nm選取由于要考慮到電動機輸出軸直徑，而且軸的最小直徑連接聯(lián)軸器，所以選軸的最小直徑為45mm，同時選得聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為lx4 ，l=112mm.2、軸的結構設計（1）軸的結構圖（2）確定軸上各段的直徑和長度為了定位半聯(lián)軸器，取l1=110mm,略小于聯(lián)軸器長度d1=45mm為了滿

22、足半聯(lián)軸器的定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d23為50mm,為了安裝聯(lián)軸器方便并安裝軸承端蓋，取l2=55mm在2-3段的右端為一軸承，內徑d3=55mm，軸承內圈用擋油環(huán)定位，長度l34=軸承寬度21mm安裝同一組軸承，所以d6=55mm，長度l67=軸承寬度21mm+軸承到內壁距離10mm+三齒輪到內壁距離15+2.5(齒輪三寬于齒輪四)+3（保證齒輪四定位）=51.5mm l5=90（齒輪寬）-3（保證齒輪四定位）=87mm,d5=60mm為了定位齒輪四左端，取d4=64mm，長度l45=2.5mm(齒輪三寬于齒輪四) +18mm+二齒輪的寬度60mm+3(齒輪

23、一寬于齒輪二)=78.5mm3、軸的強度校合（1）求作用在齒輪上的力已知p3=8.12kw，t3=1351.21nm，n3=172.17r/min (2)求軸上的支反力垂直面內：fnv1144+79=fr479+fa4d4/2 求得=3064.7n fnv2144+79+fa4d42=fr4144 求得=403.7n水平面內：fnh1144+79=ft479 求得fnh1=3272.8nfnh2144+79=ft4144 求得fnh2=5965.6n載荷水平面h 垂直面v支反力ffnh1=3272.8nfnh2=5965.6nfnv1=3064.7nfnv1=403.8n彎矩mmhmax=fn

24、h279=471284.7nmvmax=fnv1144=441316.8n總彎矩m=2mhmax2+mvmax2=645654.5n.m扭矩tt=1081310n（3）畫受力簡圖與彎矩圖（4）校合ca=m2+t2w=26.6fd1所以fa2=fd2=2391.7n fa1=fa+fd2= 2337.7+ 2391.7=4729.4n核查e值：fa1cor=4729.443500=0.109fa2cor=2391.743500=0.055按插值法計算：選取e1=0.464, e2=0.42再計算：fd1=efr1=0.4644483.7=2080.4n fd2=efr2=0.425979.3=2

25、511.3n fa2=fd2=2511.3n fa1=fa+fd2= 2337.7+2511.3=4849nfa1cor=484943500=0.111fa2cor=2511.343500=0.057由于兩者相差不大，所以選定： e1=0.464, e2 =0.42 fa1fr1=48494483.7=1.08e1 所以x1=0.44,y1=1.21 p1=fp0.44 fr1+1.21fa1=7840.1nfa2fr2=2511.35979.3=0.42=e2 p2=fpfr2=1.15979.3=6577.23n因為p1p2，所以校合左軸承合格九、鍵的選擇和計算(一) 輸入軸（i軸）鍵的選

26、擇軸外端鍵槽部分的軸徑為25mm，所以選擇普通圓頭平鍵 鍵87 b=8mm h=7mm軸內端鍵槽部分的軸徑為40mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵128 b=12mm h=8mm(二)中間軸（軸）鍵的選擇軸鍵槽部分軸的直徑均為44mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵128 b=12mm h=8mm(三）輸出軸（軸）鍵的選擇及校核（1）選擇軸外端鍵槽部分的軸徑為45mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵149 b=14mm h=9mm內端鍵槽部分的軸徑為60mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵1811 b=18mm h=11mm（2）強度校核假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強度條件為查表6-2得，鋼材料靜載荷作用

27、下許用擠壓應力為120150mpa，所以取p=150mpaa. 軸外端鍵的強度計算所以 p=150mpa滿足強度條件b內端鍵的強度計算所以 120.43mpap=150mpa滿足強度條件十、潤滑和密封的說明（1）潤滑：齒輪采用浸油潤滑。參考機械設計p230。當齒輪圓周速度時，常將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。齒輪浸入油中的深度可視齒輪的圓周速度而定，對圓柱齒輪通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。本設計中，所選的潤滑油為sh0357-92系列中的50號潤滑油。軸承采用脂潤滑，用擋油環(huán)將油和脂分開。（2）密封：防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥偷穆┦?。因此在端蓋處用了密

28、封墊片和墊圈。十一、拆裝和調整的說明1) 在安裝調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。當軸直徑為3050mm時，可取游隙為4070mm。2) 在安裝齒輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，側隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研跑合或調整傳動件的嚙合位置十二、減速箱體的附件的說明 箱體是用來支持旋轉軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤滑逸出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好的潤滑。箱體的一些結構尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消

29、耗、質量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據經驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據內部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。其材料為：ht200。加工工藝路線：鑄造毛坯時效油漆劃線粗精加工基準面粗、精加工各平面。粗、半精加工各主要加工孔精加工主要孔粗、精加工各次要孔加工各緊固孔、油孔等去毛刺清洗檢驗。 箱體附件有：窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、起蓋螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。十三、設計小結三周的課程設計終于結束了，不得不說我這三周是忙得焦頭爛額。不僅理論知識不足，而且根本沒有實戰(zhàn)的設計經驗，一開始的時候手忙腳亂，壓根兒不知從何入手。通過學習學長們的設計稿圖，我漸漸找到了方法，當然，在設計的過程中我也不斷地向周圍的同學請教，真的很感謝他們的幫忙。機械設計的課程設計一點都不簡單簡單，根本不用妄想找捷徑來完成這次任務。因為每一個數(shù)據都要從機械設計書上或者機械設計手冊上找出來，要考