掘進機畢業(yè)設(shè)計設(shè)計說明書

1、目 錄一 課程設(shè)計書 2二 設(shè)計要求 2三 設(shè)計步驟 21. 傳動裝置總體設(shè)計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比54. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 55. 設(shè)計V帶和帶輪66. 齒輪的設(shè)計 87. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 198. 鍵聯(lián)接設(shè)計 269. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計2710.潤滑密封設(shè)計 2711.聯(lián)軸器設(shè)計 27四 設(shè)計小結(jié) 28五 參考資料 29一. 課程設(shè)計書設(shè)計課題:設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限10年(300

2、天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一: 題號 參數(shù)1運輸帶工作拉力（kN）0.14運輸帶工作速度（m/s）0.8卷筒直徑（mm）300二. 設(shè)計要求1.減速器裝配圖一張(A1)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3.設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計計 算 及 說 明結(jié) 果1.傳動裝置總體

3、設(shè)計方案:1. 組成：傳動裝置由電動機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。 其傳動方案如下： 圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率0.96×××0.98×0.960.78；為V帶傳動的效率,為滾動軸承的效率，為圓柱齒輪傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。為彈性聯(lián)軸器的效率，為卷

4、筒軸滑動軸承的效率a=0.78計 算 及 說 明結(jié) 果由已知條件計算驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速2.電動機的選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1） 卷筒軸的輸出功率（2） 電動機輸出功率 6.0kw/0.837.23kW（3） 電動機額定功率選取電動機額定功率7.5 kW3、確定電動機的轉(zhuǎn)速： 電動機選擇轉(zhuǎn)速1500r/min。4、確定電動機型號根據(jù)所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M-4。其主要性能：額定功率：7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.2。3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比=7.23kW7.5 kW 電動機型號Y132M-4

5、計 算 及 說 明結(jié) 果1、傳動裝置總傳動比：2、分配各級傳動比取V帶傳動比i12.0，則二級圓柱齒輪減速器的傳動比為，則取i24.28,i33.34.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n0 = nm=1440r/minn1 = n0 /i1=1440/2.0=720(r/min)n2 = n1/ i2=720/4.28=168(r/min)n3 = n2/ i3=168/3.3=51(r/min)2、 各軸輸入功率P0= Ped =5.54kWP1= P0×1=5.54×0.96×0.98=5.21kWP2=P1×2×3=

6、5.21×0.98×0.96=4.9kWP3=P2×2×3=4.9×0.98×0.96=4.6kW3、 各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550P0/n0=9550×5.54/1440=36.7N·mT1=9550P1/n1=9550×5.21/720=69N·mT2=9550P2/n2=9550×4.9/168=279N·mT3=9550P3/n3=9550×4.6/51=861N·mi總=27.38i12.0i24.28i33.3n0 =1440r/minn1 =720

7、r/minn2=168r/minn3=51r/minP0=5.54KWP1=5.21KWP2=4.9KWP3=4.6KWT0=36.7N·mT1=69N·mT2=279N·mT3=861N·m計 算 及 說 明結(jié) 果5.設(shè)計帶和帶輪確定計算功率查課本表9-9得：,式中為工作情況系數(shù)， 為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.選擇帶型號根據(jù)，n0 =1440r/min,查課本表8-8和表8-9選用帶型為A型帶選取帶輪基準(zhǔn)直徑查課本表8-3和表8-7得小帶輪基準(zhǔn)直徑則大帶輪基準(zhǔn)直徑驗算帶速v在525m/s范圍內(nèi)，帶充分發(fā)揮。確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度由于,初定中

8、心距，所以帶長,=.查課本表8-2選取基準(zhǔn)長度得實際中心距驗算小帶輪包角，包角合適。Pca=5.124kWdd2=180mmV=7.536m/s取a0=350Ld=2000mma=762.5mm1=172.51°計 算 及 說 明結(jié) 果確定v帶根數(shù)z因，帶速，傳動比,查課本表8-5a和8-5b,得.查課本表8-2得=1.03.查課本表8-8,得K=0.98由公式8-22得,故選Z=4根帶。計算預(yù)緊力查課本表8-4可得,故:單根普通帶張緊后的初拉力為計算作用在軸上的壓軸力利用公式8-24可得:6.齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)Z=4根F0=

9、137.5NFp =1098N計 算 及 說 明結(jié) 果1）考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 2）按GB/T100951998，選擇7級精度3）材料：高速級小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS 4）取小齒輪齒數(shù)=27，大齒輪齒數(shù)Z=i2×Z=4.28×27=115.56 取Z=115.5）選取螺旋角=12°2按齒面接觸強度設(shè)計1） 確定各參數(shù)的值:試選=1.45查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.45 取0.8由課本公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60nj

10、=60×720×1×（10×350×16）=2.4×10hN= N/ i=5.7×10h 查課本圖 10-19得：K=1 K=1.05齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:=1×700=700=1.05×550=577N12.4×10hN2 = 5.7×h=700=577計 算 及 說 明結(jié) 果許用接觸應(yīng)力 查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=95.5×10×=95.5×

11、;10×7.2/1450=4.742×10N·mm2)計算計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù) b=44.3mm=638.5T=4.742×10N·mmV=2.09m/sb=44.3mm計 算 及 說 明結(jié) 果計算縱向重合度=0.318=3.62計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動載系數(shù)K=1.11,查課本由表10-4得K的計算公式:K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×43.59=1.42查課本由表10-13得: K=1.

12、35查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =1×1.11×1.2×1.42=1.89按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=43.59×=46.07計算模數(shù)=3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式=1.903K=1.42K=1.89d=46.07=1.96mm計 算 及 說 明結(jié) 果1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.11×1.2×1.351.798根據(jù)縱向重合度1.903,從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)Y0.99  計算當(dāng)量齒數(shù)Zv1Z1/cos32

13、7/ cos13°29.19  Zv2Z2/cos3115/ cos13°126   按對稱布置，初選齒寬系數(shù)1   查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由表10-5得:齒形系數(shù)Y2.52 Y2.16  應(yīng)力校正系數(shù)Y1.62  Y1.81計算大小齒輪的  安全系數(shù)由表查得S1.4查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限              

14、;    小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.85 K=0.88 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4=K1.94Zv129.19Zv2126=303.57Mpa=238.86Mpa計 算 及 說 明結(jié) 果 大齒輪的數(shù)值大.選用.3）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=1.5mm 4 幾何尺寸計算1）計算中心距 a=146.17將中心距圓整為1462）計算大.小齒輪的分度圓直徑d=55.423d=236.5mn=1.96mm圓整

15、mn=2mma=146mmd1=55.423mmd2=236.5mm計 算 及 說 明結(jié) 果4）計算齒輪寬度B=圓整后取 （二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 2）按GB/T100951998，選擇7級精度3）材料：高速級小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為 240HBS 4）取小齒輪齒數(shù)Z3=27，大齒輪齒數(shù)Z4= i3×Z3=3.3×24=89.1 取Z4=89.5）選取螺旋角=0°B1=55mmB2=

16、50mmi3=3.3Z3=27Z4=89計 算 及 說 明結(jié) 果由課本公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3=60n2j =60×168×1×（10×350×16）=5.6×hN4= N3/i=1.7×10h 查課本 10-19圖得：K=0.90 K=0.95齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:=0.90×600=540=0.95×550=522.5 許用接觸應(yīng)力 查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=95.5×

17、10×=95.5×10×4.9/168=2.8×105N·mm2)計算小齒輪的分度圓直徑d= =77.36mm計 算 及 說 明結(jié) 果計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù) b=77.36mm=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×2.95=6.638 = =10.99計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動載系數(shù)K=11,查課本由表10-4得KK=1.1查課本由表10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.1故載荷系數(shù):KK K K K =1×1.2×1.1×1

18、.1=1.45V=0.96m/sb=77.36mm=2.86mmK=1.1K=1.45計 算 及 說 明結(jié) 果按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d3=d3t=72.96×=79.46計算模數(shù)=3. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值載荷系數(shù)K KK K K K=1×1.2×1.1×1.11.45       初選齒寬系數(shù)   按對稱布置，由表查得1    查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由表10-5

19、得:齒形系數(shù)Y2.57 Y2.20  應(yīng)力校正系數(shù)Y1.60  Y1.78d3=79.46mm=2.79mmK1.685計 算 及 說 明結(jié) 果 計算大小齒輪的  安全系數(shù)由表查得S1.4查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限                  小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.85 K=0.88 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4=

20、 大齒輪的數(shù)值大.選用.2） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3 mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=75.46來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:Z3=26.58 取z3=27，則z4=3.3×27= 89.1，取z4=89 mn=2.13mmmn=2.5mmZ3=27Z4=89計 算 及 說 明結(jié) 果4 幾何尺寸計算1）計算中心距 a=174將中心距圓整為1743）計算大.小齒輪的分度圓直徑d=81d4=2674）計算齒輪寬度B=圓整后取 V帶

21、齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1.各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.04.28 3.32. 各軸轉(zhuǎn)速nn0(r/min)n1(r/min)n2(r/min)n3(r/min)144072016851a=174d3=81mmd4=267mmB3=93mmB4=98mm計 算 及 說 明結(jié) 果3. 各軸輸入功率 PP0（kw）P1（kw）P2（kw）P3(kw)5.21 4.94.64.4164. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 TT0(kN·m)T1(kN·m)T2(kN·m)T3(kN·m)0.0690.2790.8610.8275. 帶輪主要參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中

22、心距a（mm）基準(zhǔn)長度（mm）帶的根數(shù)z90180762.5200047.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計7.1低速軸的設(shè)計與校核1.求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=4.6KW =51r/min=861Nm2.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =267而 F= F= F計 算 及 說 明結(jié) 果 3.初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取 取=（1+5%）=54.5mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查GB5014-

23、85選用YL11型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·m,半聯(lián)軸器的孔徑4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案計 算 及 說 明結(jié) 果2）計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取（2）初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7211AC，其尺

24、寸為的,故右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得軸承定位軸肩高度mm,齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高,取.軸環(huán)寬度,取b=9mm. 軸承端蓋的總寬度為32mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=12,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=10,已知滾動軸承寬度T=21,高速

25、齒輪輪轂長L=50,則計 算 及 說 明結(jié) 果作為定位軸肩，取=62mm =21+10+1=32至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.計 算 及 說 明結(jié) 果9.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.

26、鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。計 算 及 說 明結(jié) 果C 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣

27、器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.D 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.E 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.F 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目查手冊8計 算 及 說 明結(jié) 果軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑見表9-9M8視孔蓋螺釘直徑=（0.3

28、0.4）M8定位銷直徑=（0.70.8）10，至箱外壁距離查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表426/22/18，至凸緣邊緣距離查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表424/20/16箱體外壁至軸承座端面距離=+（510）60大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離>1.212齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離>12加強肋厚 8軸承端蓋外徑+2.5100（輸入軸）100（中速軸）120（輸出軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離S110（輸入軸）100（中速軸）120（輸出軸）10. 潤滑密封設(shè)計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+ H=177 =19.323所以H+=177+19.323=196.323其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗