帶式輸送機傳動裝置機械設計課程設計說明書

1、燕山大學機械設計課程設計說明書題目：帶式輸送機傳動裝置 學院（系）：機械工程學院 年級專業(yè)：2011級軋鋼一班 學 號：110101010367 學生姓名： 劉曉 指導教師： 周玉林 29 / 31文檔可自由編輯打印目 錄一. 傳動方案.1二. 電動機的選擇及傳動比確定.21性能參數(shù)及工況.22電動機型號選擇.2三運動和動力參數(shù)的計算.2-31.各軸轉速.32.各軸輸入功率.33.各軸輸入轉距.3四傳動零件的設計計算.31蝸桿蝸輪的選擇計算.3-72斜齒輪傳動選擇計算.7-12五軸的設計和計算121.初步確定軸的結構及尺寸.12-172二軸的彎扭合成強度計算.17-20六滾動軸承的選擇和計算2

2、1-22七鍵連接的選擇和計算22-23八、聯(lián)軸器的選擇23九減速器附件的選擇24十潤滑和密封的選擇24十一拆裝和調整的說明24十二.主要零件的三維建模.25-27十三.設計小結.27十四參考資料.28 設計及計算過程結果一傳動方案的擬定本設計要求設計一臺應用于帶式輸送機上的二級減速器，原動機為三相異步電動機，工作機為卷筒。輸送機用于煤場，選用閉式齒輪傳動，對于傳動比較大的減速器，利用蝸輪蝸桿的大傳動比可以使減速器尺寸結構緊湊，為提高承載能力和傳動效率將蝸輪蝸桿傳動布置在高速級，低速級用斜齒圓柱齒輪傳動，可提高減速器的平穩(wěn)性。初步估算蝸桿分度圓圓周速度，v= 45 m/s，采用蝸桿下置。整體結構

3、如圖1所示： 圖1 傳動機構簡圖二電動機的選擇及傳動比確定1性能參數(shù)及工作狀況運輸機皮帶牽引力：F=1829N 皮帶速度：V=0.37m/s滾筒直徑：D=0.32m 使用地點：煤場生產批量：中批 載荷性質：中等沖擊使用年限：五年一班 2電動機型號選擇選擇電機類型：按工作要求和工作條件，選擇Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構。確定電機容量：運輸機所需工作功率：其中為卷筒效率（不包括軸承），取電機輸出功率，其中為傳動裝置總效率， 設計及計算過程結果聯(lián)軸器效率1=0.99，軸承效率2=0.98 ，一對斜齒輪嚙合傳動效率3=0.97，蝸輪蝸桿嚙合傳動效率4=0.80，可得減速器總效率為 選擇

4、電動機轉速：工作機輸出轉速電機轉速一般情況下，蝸桿齒輪減速器傳動比為1560， 符合該范圍的同步轉速有750r/min，1000 r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格等因素，決定選用同步轉速為1000 r/min的電動機，型號為Y90L-6，主要性能如下：表1 電動機主要性能參數(shù)電動機型號額定功率（Kw）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）Y90L-61.110009102.02.2三運動和動力參數(shù)的計算1.運動和動力學計算Y90L-6電機滿載轉速=910r/min 總傳動比 蝸桿齒輪減速器一般可取齒輪傳動的傳動比 取 ，則各軸轉速軸 軸 軸 工作機軸2.各軸輸入功率

5、：P0=1.01kwP1=P01=1.01×0.99=0.99 kwP2=P124=0.99×0.98×0.80=0.78 kwP3=P223=0.78×0.98×0.97=0.73 kwP4=P312=0.73×0.98×0.99=0.71 kw3.各軸輸入轉矩：電機輸出轉矩：T0=9550×P0/nm=9550×1.01/910=10.60N·mT1=9550×P1/n1 =9550×0.99/910=10.39 N·mT2=9550×P2/n2=95

6、50×0.78/45.5=163.71 N·mT3=9550×P3/n3 =9550×0.73/22.09=315.60 N·mT4=9550×P4/n4 =9550×0.71/22.09=306.95 N·m運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：運動及動力參數(shù) 項目 參數(shù)電機軸軸軸工作機軸n/(r/min)91091045.5022.0922.09P/(Kw)1.010.990.780.730.71T/(N·m)10.6010.39163.71315.60306.95i1.0020.002.061.000.

7、990.780.950.97四傳動零件的設計計算1蝸桿蝸輪的傳動設計（1）選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度等級考慮到蝸桿傳遞功率不大，速度不高，故蝸桿選45號鋼，調質處理，表面硬度>45HRC，選用普通的阿基米德蝸桿。蝸輪輪緣選用鑄造錫青銅ZCuSn10Pl，砂型鑄造，。蝸輪輪心選用Q235，砂模鑄造。初選8級精度。（2）確定蝸桿頭數(shù)和蝸桿齒數(shù)根據(jù)蝸輪蝸桿傳動比i1=20，選取蝸桿頭數(shù)Z1=2，則蝸輪齒數(shù)Z2=i1·Z1=2×20=40（3）按齒面接觸疲勞強度進行計算根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。計算公式載荷系數(shù)K=KA

8、·K·KV =1 x1.05 x1=1.05查機械設計課本表7-6得載荷平穩(wěn)KA =1.0，穩(wěn)定載荷取K=1，設蝸輪圓周速度v23m/s，取Kv =1.1查機械設計課本表7-7得9.47cos=9.26 彈性系數(shù) ZE= 155.0 參照表7-9得應力循環(huán)次數(shù)（五年一班，一年計300天）：將數(shù)據(jù)代入上式可得由，參照機械設計表7-4查得：時的m,d1,q值未知，故初選m=5mm, d1=40mm, q=8.000 (4).確定精度等級蝸桿導程角蝸輪圓周速度與上述假設相符。 滑動速度根據(jù)機械設計表7-1選擇9級精度。(5).按彎曲疲勞強度校核許用彎曲應力據(jù)表7-9知，軟齒單面受

9、力時,由表7-2查得因蝸桿硬度>45HRC,需乘系數(shù)1.25。彎曲應力計算當量齒數(shù)齒形系數(shù)YF：據(jù)表7-8用插入法求得YF=1.70螺旋角系數(shù)由蝸輪輪齒彎曲疲勞強度校核公式校核：符合安全條件。效率計算嚙合效率據(jù)表7-10查得，攪油效率取0.99，滾動軸承效率取0.99/對總效率復核熱平衡計算箱體體積工作油溫t （安全）減速器用于室外，箱體散熱系數(shù)。(6)計算中心距蝸輪分度圓直徑,蝸桿分度圓直徑傳動中心距中心距為整數(shù)，不需圓整，故變位系數(shù)（7）其他傳動尺寸的確定齒頂高 全齒高 1）、蝸桿齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿螺旋部分取b1=64mm蝸桿軸向齒距 蝸桿螺旋線導程 2）、蝸輪喉圓直徑 齒

10、根圓直徑 蝸輪外徑 喉圓母圓半徑 齒寬 取 2齒輪傳動設計（1）選擇材料、熱處理方式及精度等級傳動類型：斜齒圓柱齒輪傳動直齒圓柱齒輪用于平行軸傳動，齒輪嚙合與退出時沿齒寬同時進行，易產生沖擊、震動和噪音。斜齒圓柱齒輪除可用于平行軸傳動，還可用于交叉軸傳動。特點是重合系數(shù)大，傳動平穩(wěn)，齒輪強度高，適用于重載荷。根據(jù)工程需要，綜合上述直齒和斜齒圓柱齒輪的特點，選擇斜齒圓柱齒輪傳動更合適。選擇精度等級：通常情況下，齒輪傳動的精度等級為7-9級，本設計蝸桿齒輪減速器為一般性設備，初選8級精度，按GB/T 10095。材料及熱處理方式：根據(jù)成本低、工藝性好、粉塵工作環(huán)境、使用年限長等條件，并結合表6-3

11、選材：小齒輪：45鋼，調質處理，HB1=250HBS大齒輪：45鋼，正火處理，HB2=200HBS HB=HB1-HB2=250-200=50HBS (合適)部分參數(shù)的確定螺旋角：一般可取8°-15°，初選=10°選取齒數(shù)：小齒輪齒數(shù)，取=23 大齒輪齒數(shù)，圓整取=50實際齒數(shù)比 齒數(shù)比誤差為 （在工程誤差允許范圍內）按齒面接觸疲勞強度設計齒寬系數(shù)：根據(jù)表6-7，兩軸承相對小齒輪作不對稱分布，=0.7-1.15，取=0.7確定公式中各未知參數(shù)載荷系數(shù)K 根據(jù)表6-4，動力機為電動機，均與平穩(wěn)；工作機為帶式輸送機，均勻平穩(wěn)，取=1.00初選8級精度，按表6-21估算

12、圓周速度為則，由圖6-11（b）查得=1.07齒間載荷分配系數(shù)總重合度端面重合度縱向重合度由圖6-13查得由圖6-17查得=1.07轉矩由圖6-19查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)重合度系數(shù)，取=1則螺旋角系數(shù) 彈性影響系數(shù)（由表6-5查取）由圖6-27（c）查得接觸疲勞極限應力由圖6-27（b）查得大齒輪接觸疲勞極限應力應力循環(huán)次數(shù)由圖6-25查得：,(允許一定點蝕)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1取試算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度修正載荷系數(shù)按，由圖6-11（b）查得校正試算的分度圓直徑計算法向模數(shù)，圓整取=4計算中心距，圓整取=150mm按圓整后的中心距修正螺旋角：計算分度圓直徑計

13、算齒輪寬度，圓整取=68mm，=62mm按齒根彎曲疲勞強度校核重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)計算當量齒數(shù)查取齒形系數(shù)：由圖6-21查得，查取應力修正系數(shù)：由圖6-22查得，查取彎曲疲勞極限應力及壽命系數(shù)據(jù)圖6-28，由（c）圖查得 由（b）圖查得由圖6-26查得：大、小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)=1計算彎曲疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1由齒輪的許用應力計算公式求得：由斜齒圓柱齒輪齒根彎曲疲勞強度的校核公式校核：（安全） （安全）五軸的設計和計算1.初步確定軸的結構及尺寸（1）蝸桿軸設計及計算蝸桿軸與蝸桿材料一致選擇45號鋼調質處理，考慮到蝸桿為下置，有軸向力，所以選用一對角接觸軸承，一個深溝

14、球軸承，一端固定，一段游動，稀油潤滑，橡膠密封。軸的結構設計如下圖： 圖2 蝸桿軸結構設計1） 估算軸頸d軸設計公式，取C=107，取=20mm軸頸上有單鍵，軸頸需增大3%，考慮到蝸桿軸剛度較小，需增大軸徑，取減速器有中等沖擊載荷，故選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，由機械設計指導手冊表15-4選擇LT3聯(lián)軸器。2）計算、該段軸與軸承端蓋相連，起定位作用，但不承受軸向力，且需要考慮密封圈內徑為標準值，所以取=23mm，需伸出端蓋1520mm，由作圖決定，作圖后的=30mm。3）計算、 該段與圓螺母配合，圓螺母為標準件，取=25mm，=16mm。4）計算、該段與軸承配合，根據(jù)軸承內徑，選取=30mm，因蝸桿

15、軸既承受徑向力又承受軸向力，故選擇滾動軸承中的 角接觸球軸承，型號為7206C，長度為兩個軸承寬度16mm，考慮到還需添加套筒和濺油板及兩個軸承之間的套筒，故=53mm。5）計算、該段主要用于固定濺油板，取=37，其厚度為8mm，所以取=6mm。6）計算、該段用于軸向固定濺油板，所以取=40mm，=6mm。7）計算、該段為蝸桿軸段，由蝸桿結構決定，考慮到蝸輪安裝位置要關于箱體對稱及蝸輪齒頂應距離箱體的距離，取，由作圖決定，取。8）計算、和、考慮到蝸桿軸的對稱性，、分別與、相等，其對應軸段長度也應相等。9）計算、該段與軸承配合，所選軸承為深溝球軸承，型號為6206，軸承寬度16mm，考慮到還需添

16、加套筒和濺油板，取10）計算、該段用于固定圓螺母，與相同，取，。（2）二軸設計計算 選用45號鋼調質處理，HB=240，軸的結構設計如圖3所示。 圖3 二軸結構設計初算軸頭1）按需用切應力初算段與蝸輪配合，承受彎矩，C取107考慮到軸上有單鍵，需增大軸徑3%， 考慮到軸承內徑為標準值，取取決于蝸輪輪轂寬度，取，考慮到軸肩定位，所以取2）計算、該段軸與軸承配合，所以取，軸承受軸向力和徑向力，選擇角接觸球軸承，型號為7206C，寬度為16mm，蝸輪輪轂端面距離箱體內壁取12mm，擋油環(huán)寬度>10mm，考慮到軸間定位，取3）計算、軸段為過渡段，與之間的過渡軸間為定位軸間承受軸向力，取，軸段用于

17、固定小齒輪，考慮到段用于固定軸承，取。小齒輪寬度，取，的長度影響到蝸桿軸承座與大齒輪是否干涉，由作圖決定。段用于固定軸承，與相同，取。（3）3軸設計計算軸的材料選用常用的45鋼，調質處理HB=240軸的結構設計如下圖：1）初算軸頭按需用切應力初算段直接與聯(lián)軸器相連，取C=107，考慮到軸上有鍵槽，需增大軸徑，取，聯(lián)軸器的計算轉矩,中等沖擊條件取工作狀況系數(shù),則，由手冊表15-4選擇LT8聯(lián)軸器，考慮到與聯(lián)軸器的配合，取，。 2）計算、 該段軸用于安裝軸承端蓋，起定位作用，采用毛氈圈密封，需考慮密封圈內徑為標準值，取，需伸出端蓋1520mm，且要考慮到聯(lián)軸器安裝的方便性，由作圖決定尺寸。3）計算

18、、段與軸承配合，取，選用角接觸球軸承，型號為7210C，寬度20mm，擋油環(huán)長度>10mm，伸出箱體內壁13mm，取2mm，為起軸向固定作用，軸端面與軸承端面留有13mm距離，取2mm。得。4）計算、到過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力，同時考慮到段軸尺寸過大時會與蝸輪齒頂發(fā)生干涉，應留有1015mm距離，取，長度由作圖決定，得。5）計算、到過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力，所以取，該段用于固定大齒輪，大齒輪寬度，取。6）計算、段用于安裝軸承，軸承型號與段相同，故，大齒輪要和小齒輪嚙合傳動，按小齒輪位置確定大齒輪位置，通過作圖可得。2安全系數(shù)法校核二軸強度二軸轉速，傳遞的功率轉矩，小齒輪分

19、度圓直徑，蝸輪分度圓直徑小齒輪受力：圓周力徑向力軸向力蝸輪受力： 軸向力圓周力徑向力由此可畫出二軸的受力圖計算軸承反力水平面由以上兩式求得（負號表示與圖示方向相反） 由以上兩式求得畫出水平面彎矩圖，垂直面彎矩圖和合成彎矩圖畫出軸的轉矩T圖，T=163714初步分析截面有較大的應力和應力集中，下面對截面進行安全系數(shù)校核。軸材料為45鋼調質，查得，。由表10-5可求得疲勞極限由式，得，求截面的應力 彎矩，求截面的有效應力集中系數(shù) 因在此截面處有軸直徑變化，過渡圓角半徑，其應力集中可由表10-9查得，由查得，求表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)、 由表10-13查得。由表10-14查得 求安全系數(shù)彎矩作用下的安

20、全系數(shù)轉矩作用下的安全系數(shù)設為無限壽命，取則綜合安全系數(shù)結論：根據(jù)校核，該截面足夠安全。六二軸滾動軸承的選擇和壽命計算(1).軸承的選擇因軸既承受軸向載荷又承受徑向載荷，選擇角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑確定軸承用深確定軸承型號為7206C，主要參數(shù)如下： ；基本額定靜載荷 基本額定動載荷 脂潤滑極限轉速 計算內部軸向力：由表11-4知，7206C型軸承接觸角（ 軸有向右運動趨勢，軸承“放松”，軸承“壓緊” 計算當量動載荷 ，載荷性質為中等沖擊，取，取，取，計算壽命（符合生產條件要求）七鍵聯(lián)接的選擇和計算1.各軸上鍵型號的選擇蝸桿軸鍵槽部分軸徑為，選擇普通圓頭平鍵鍵 6×31 GB 109

21、6，材料為Q255A二軸兩端鍵槽部分的軸徑為35mm，選擇普通圓頭平鍵蝸輪 鍵 10×48 GB 1096，材料為Q255A小齒輪 鍵 10×60 GB 1096，材料為Q255A三軸外伸部分的軸徑為45mm，選擇普通圓頭平鍵鍵 14×62 GB 1096，材料為Q255A大齒輪處軸徑為55mm，選擇普通圓頭平鍵鍵 16×54 GB 1096，材料為Q255A2鍵的強度計算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，載荷性質為中等沖擊載荷，查表3-1得，鋼材料在中等沖擊載荷下的許用壓強動聯(lián)接所能傳遞的轉矩其中為軸的直徑；為鍵的高度；為鍵的接觸長度蝸桿軸上鍵的強度計算

22、(強度通過)八、聯(lián)軸器的選擇1.電動機與輸入軸之間：考慮到中等沖擊載荷，為了減小啟動轉矩，減小轉動慣量和良好的減震性能，采用彈性柱銷聯(lián)軸器。輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，查得軸外伸直徑。聯(lián)軸器的計算轉矩,中等沖擊條件取工作狀況系數(shù),則結合外伸軸頸和計算轉矩，選LT3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為。2.輸出軸與卷筒軸之間：輸出軸外伸直徑，聯(lián)軸器計算轉矩，選擇LT8聯(lián)軸器，公稱轉矩為九減速器附件的選擇窺視孔蓋 窺視孔蓋的規(guī)格為140×100mm。箱體上開窺視孔處設有凸臺，凸臺高度5mm，孔蓋與箱體的接觸表面機械加工，并加墊片密封，蓋板材料為Q

23、235A鋼，用6個M6全螺紋螺栓緊固。通氣器 減速器運轉時，箱體內溫度升高，氣壓加大，不利于密封，故在窺視孔蓋上安裝通氣器，使箱體內熱膨脹氣體自由逸出，以保證壓力均衡，提高箱體縫隙處的密封性能。考慮到煤場的工況，選擇夾有紗網(wǎng)的聯(lián)軸器，以防灰塵進入機體內。啟蓋螺釘 在減速器裝配時于箱體剖分面上涂有水玻璃或密封膠，為了便于開蓋故設有啟蓋螺釘。其螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，螺桿端部做成圓柱形、大倒角或半圓形，以免破壞螺紋。本設計中選用內六角圓柱頭螺釘。定位銷 為了保證剖分式箱體的軸承座孔的加工及裝配精度，在箱體連接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷，兩銷盡量遠些，以提高定位精度。定位銷型號

24、為。吊環(huán)和吊鉤 為了便于拆卸和搬運，在箱蓋鑄出吊環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤。考慮到機體安裝后會有偏重，所以在箱體兩側都鑄出吊鉤。油標尺 油標尺應放在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處。先確定油面面高度，再確定油標尺的高度和角度，應使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油標尺應足夠長，保證在油液中。采用帶有螺紋部分的桿式油標尺。放油螺塞 放油孔的位置應在油池的最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的箱座外壁要有凸臺，經機械加工成為螺塞頭部的支承面，并加封油圈以加強密封。本設計中選用外六角螺塞。十潤滑和密封的選擇潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速

25、度，故蝸桿采用浸油潤滑，因蝸桿分度圓浸不到油，故安裝甩油環(huán)。大、小斜齒圓柱齒輪采用浸油潤滑，因大齒輪浸不到油，所以安裝甩油輪，甩油輪材質選尼龍。潤滑油選用蝸輪蝸桿潤滑油。蝸桿軸的軸承采用稀油潤滑，其他軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉速，選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的。密封說明檢查減速器剖分面、各接觸面及密封處，均不允許漏油，剖分面允許涂密封油漆或水玻璃，不允許使用任何填料；軸伸處密封應涂上潤滑脂，對橡膠油封應按圖示位置安裝。十一拆裝和調整的說明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。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，蝸桿副傳動按

26、齒高接觸斑點不小于55%，按齒長接觸斑點不小于50%，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，也可調整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。本設計中應調整軸承軸向間隙：30為0.030.05mm，50為0.040.07mm。十二減速箱體的附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，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(jù)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(jù)內部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。十三.主要零件的三維建模十四設計小結經過了一個月的課程設計，收獲很多體會很多，這是難忘的一門課程。從課設初期的數(shù)據(jù)計算到手工畫草圖，計算機繪制抄正圖，三維建模，到總結說明書，經歷一個系統(tǒng)的設計過程。我學到不僅僅是專業(yè)知識，更多的是素養(yǎng)的培養(yǎng)。作為一名未來工程技術人員應該有的嚴謹性，在問題面前不退縮迎難而上，勇于接受挑戰(zhàn)。設計這是一項艱巨的任務，設計是要反復思考、反復修改，設