帶式運輸機傳動裝置設(shè)計

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1、機械課程設(shè)計說明書帶式運輸機傳動裝置設(shè)計班級： 學(xué)號： 姓名： 指導(dǎo)老師： 目 錄一、 設(shè)計任務(wù)3二、 傳動方案的分析和擬定3三、 電動機的選擇4四、 傳動零件的設(shè)計計算5五、 減速器箱體設(shè)計9六、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計11七、 軸承的校核17八、 鍵的校核19九、 軸承的潤滑及密封21十、 小結(jié)21第一節(jié) 設(shè)計任務(wù) 運輸機工作原理：電動機的傳動力通過減速器帶動滾筒轉(zhuǎn)動。其執(zhí)行機構(gòu)如下：原始數(shù)據(jù)：1） 運輸帶工作拉力F=6KN；2） 運輸帶工作速度V=1.3m/s；3） 滾筒直徑D=400mm；4） 滾動效率=0.95；5） 工作情況：兩班制，連續(xù)單向轉(zhuǎn)動，載荷較平穩(wěn)；6） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，

2、環(huán)境最高溫度35C；7） 使用折舊期8年，4年大修一次；8） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。第二節(jié) 傳動方案的分析和擬定方案一：傳動方案簡圖如下： 該方案優(yōu)點：傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比較平穩(wěn)，適合單向連續(xù)傳動，對工作的環(huán)境適應(yīng)性強。缺點：制造及安裝精度要求高，價格較貴。方案二：傳動方案簡圖如下：第三節(jié) 電動機的選擇（1） 電動機的功率P0=0.84其中=0.98 =0.99 =0.98 =0.95 =0.95分別為二級減速器，滾筒，彈性聯(lián)軸器，剛性聯(lián)軸器，圓錐滾子軸承的傳動效率。以上數(shù)據(jù)均有1表1-15查得。(2) 電動機的選擇根據(jù)及其工作環(huán)境，查1表F1-2：選用型號電

3、動機，主要參數(shù)如下：電動機型號額定功率KW滿載轉(zhuǎn)速r/min起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量Kg同步轉(zhuǎn)速1000r/min109701.41.8148評析：此型號電動機，額定功率略高于工作功率，不會造成過載或空載，可延長電動機使用壽命。此型號為“封閉”型。適于灰塵多等惡劣環(huán)境下工作。（3）聯(lián)軸器的選擇電動機到減速箱之間的聯(lián)軸器，由于轉(zhuǎn)速較快選用彈性聯(lián)軸器。=1.8KN/1.5=1200KN查1得選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為。主要參數(shù)：公稱扭矩，=1250， 許用轉(zhuǎn)速為2800r/min，轉(zhuǎn)動慣量為3.4Kg/，質(zhì)量m=22Kg 減速箱到滾筒之間的聯(lián)軸器，由于此處轉(zhuǎn)速不大，故選用凸緣聯(lián)軸器

4、，型號為。主要參數(shù)：公稱扭矩=100Nm，許用轉(zhuǎn)速r/min。（4）齒輪傳動比確定 =970/62.1=15.62 根據(jù)經(jīng)驗對于圓錐-圓柱齒輪，可取圓錐齒輪傳動比=0.25，并盡量使，最大允許到4，以使圓錐齒輪直徑較小， （5）傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1） 各軸輸入功率 =，=9.10*0.99*0.98=8.83KW=8.83*0.99*0.98=8.57KW2） 各軸轉(zhuǎn)速 =970 r/min =970/3.91=248r/min =248/3.99=62r/min3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機輸出轉(zhuǎn)矩：=9550=9550*9.29/970=91.46Nm軸1：=91.46*1*0.98

5、=89.63Nm軸2：=89.63*4*0.98*0.99=347.84 Nm軸3：=347.84*4*0.99*0.98=1349.9Nm上面各式中，分別為彈性聯(lián)軸器，圓錐滾子軸承的傳動效率 為軸1與軸2間齒輪傳動效率，為軸2與軸3的間齒輪傳動效率第四節(jié) 傳動零件的設(shè)計計算1 圓錐齒輪傳動設(shè)計1）運輸機為一般工作，速度不高，選用7級精度2）材料選擇：由表10-1選擇用小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS .3）選擇小齒輪齒數(shù)為 取 4）確定齒輪許用應(yīng)力 因為工作為2班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，所以 查圖1018 1019 可得 查圖1021 d

6、 得 取失效率為1%，安全系數(shù)，彎曲疲勞安全系數(shù) 所以 小齒輪所需傳遞轉(zhuǎn)矩 由表102 查得 按圖108 取 由表106 查得 5） 計算小齒輪直徑及齒數(shù)模數(shù)： 直齒圓錐齒輪 mm 取整 m=3 所以 6） 齒輪彎曲強度校驗a) 齒形系數(shù) 齒輪節(jié)錐角 當(dāng)量齒數(shù)： 由表105 查得 b) 應(yīng)力修正系數(shù) 由表105 查得 c) 齒根彎曲強度效驗 d) 圓錐齒輪主要尺寸 經(jīng)過計算，既滿足齒面接觸疲勞強度，又做到結(jié)構(gòu)緊湊。2 圓柱齒輪傳動設(shè)計 1)選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)a) 由圖的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b) 運輸機一般選用7級精度c) 材料選擇和錐齒一樣，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)

7、）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBSd) 選小齒輪齒數(shù) 2）齒面接觸強度設(shè)計 a) 試選載荷系數(shù) b) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 c) 由表107 選取 d) 由表106 查得 e) 由圖1021 d查得 f) g) 由圖1019 查得 h)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1% S=1 即 計算圓周速度 計算齒寬b 所以 計算載荷系數(shù)：根據(jù) V 7級精度 又圖108 查得 直齒輪，假設(shè) 由表查得 由表102 查得使用系數(shù) 由表104 查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時 由 查1013 圖得 所以 按實驗的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 計算模數(shù)m 3）按齒根彎曲強度設(shè)計 a

8、) 確定公式內(nèi)的各計算值 b) 由圖1020 c查得小齒輪的彎曲強度疲勞極限 大齒輪的彎曲疲勞極限 c) 由圖108 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) d) 計算許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 e) 計算K f ) 查取齒型系數(shù) 由表105 查得 g) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表105 查得 h) 計算大小齒輪的 并加以比較 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根計算的模數(shù)，由于m的大小取決于彎曲強度所決定承載能力可取m=3 驗算： 合適第五節(jié) 減速器箱體設(shè)計本方案采用圓錐齒圓柱齒輪傳動，故中心距a取圓柱齒輪傳動中心距， a=228mm。機體結(jié)構(gòu)尺寸如下（由3表3得）： 機座壁厚 =0

9、.025a+3=8.7 故取=9mm機蓋壁厚 =0.02a+3=7.58故取=8mm機座凸緣厚度 b=1.5=1.58=13.5mm機蓋凸緣厚度 =1.5=12mm機座底凸緣厚度 =2.5=22.5mm地腳螺釘直徑 =0.036a+12=20.208mm 取=20地腳螺釘數(shù)目 a250,故取n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 =0.75=15mm 取=16mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =0.5=10mm 聯(lián)接螺栓的間距 取=180mm軸承端蓋螺釘直徑 =0.5=10mm窺視孔蓋螺釘直徑 =0.4=8mm 定位銷直徑 d=0.8=8mm 至外機壁距離 =22mm至外機壁距離 =18mm至外機壁距離 =26m

10、m至凸緣邊緣距離 =16mm至凸緣邊緣距離 =24mm軸承旁凸臺半徑 =14mm凸臺高度 h=50mm(便于扳手操作為準(zhǔn))外機壁至軸承座端面距離 大齒輪頂與內(nèi)機壁距離 =10.8mm1.2大齒輪端面與內(nèi)機壁距離 =9mm機蓋厚 =0.85=6.8mm 機座肋厚 m=0.85=7.65mm 軸承端蓋外徑 =(D為軸承外徑)軸承端蓋凸緣厚度 t=910.8mm 取10mm軸承聯(lián)接螺栓距離 =由表及以前零件設(shè)計尺寸得：a=10mm，L=65mm，B=65mm，S=9mm，l=230mm，=8mm第六節(jié) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計第一根軸的設(shè)計1 對軸1：選用45號鋼（1） 初步設(shè)計軸徑 其中p=9.1KW為該軸傳

11、遞功率，n=970r/min為該軸轉(zhuǎn)速查表15-3 A=112 為該軸許用切應(yīng)力所確定的系數(shù)所以，=23.6mm根據(jù)=23.6mm可確定聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩：取查機械零件設(shè)計手冊，按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，采用彈性套柱銷聯(lián)軸器TL6型，半聯(lián)軸器的孔徑，長度L=82,聯(lián)軸器與軸的配合長度，取2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬訂軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度 為了滿足軸向定位的要求，在處左邊設(shè)一軸肩，取=37mm，右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑40mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，故-段長度比少短些，現(xiàn)取 初選軸承為滾動軸承，根據(jù) 選取軸承3

12、0308，基本尺寸為 故 ，則取， 由于輪轂寬度為52mm為 了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂 ， 所以 軸承蓋的總寬度取為30mm，軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm，齒輪距離箱體內(nèi)壁a=16mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取3 軸上零件的周向定位 齒輪和半聯(lián)軸器都采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面，齒輪輪轂與軸的配合為，同理半聯(lián)軸器與軸聯(lián)接鍵截面同上，與軸配合為4 軸的校核載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩MM= 57158.4 N mm 總彎矩M=扭矩T 軸1 彎矩圖： 第二根軸的設(shè)計1 確定軸上有關(guān)數(shù)據(jù) 2 作用在軸上的力：小齒輪的分度圓直徑為，大齒輪分度圓

13、直徑為 3 初步確定軸的最小徑，軸材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。取 顯然此處為軸的最小徑，即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同。4 軸的軸向結(jié)構(gòu)設(shè)計： （1） 為了滿足軸向定位的要求，在軸-處右邊設(shè)一軸肩，取，左右兩端用軸承端蓋封閉 （2） 初選軸承為滾動軸承，根據(jù)，選取型號32009，基本尺寸為，取，齒輪和軸承之間用軸環(huán)確定距離，軸的左端采用軸肩結(jié)構(gòu)，取h=5mm，故，由此可知取 （3） 由于右邊的錐齒輪轂寬度為62.4mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取，同理，柱齒輪轂為95，取5 軸的周向結(jié)構(gòu)設(shè)計：齒輪和軸采用平鍵聯(lián)接，按由手冊查得平鍵為： 選擇齒輪輪轂與軸的配合為，按，得平

14、鍵尺寸為 ，齒輪輪轂與軸的配合為5 軸的校核軸2 載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩Mh 總彎矩M1=扭矩T 彎矩圖： 第三根軸的設(shè)計：1 確定輸出軸上的功率，2 作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為 3 初步確定軸的最小直徑為，顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需要確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 采用彈性塊聯(lián)軸器HL5型，半聯(lián)軸器孔徑，長度142mm，聯(lián)軸器與軸的配合長度為 ，取4 軸向結(jié)構(gòu)設(shè)計： （1） 為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設(shè)一軸肩，取，右端用軸承擋圈擋住，按軸承直徑取擋圈直徑66mm，為保證軸承擋圈只壓在聯(lián)軸器上，故段長度比少短些，現(xiàn)取 （2

15、） 初選軸承為滾動軸承30313，根據(jù)，在軸承中選取0基本游隙組，尺寸為 ，故取，而，其右端采用軸肩進行定位，取h=6mm,故 （3） 由于輪轂寬等于80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取左端采用軸鍵定位，軸肩高度，則h=6mm,所以油環(huán)處直徑 （4） 軸承蓋的總寬度為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為12mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加添加劑的要求，取端蓋的外端與聯(lián)軸器左端的距離為,故 （5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16mm,錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8mm,已知滾動軸

16、承寬度T=36mm,大錐齒輪輪轂寬長為50，則 5 軸上零件的周向定位：根據(jù)查得鍵截面為，齒輪輪轂與軸配合為 ，同樣半聯(lián)軸器與周的聯(lián)接所用平鍵尺寸為，半聯(lián)軸器與軸的配合為6 軸的校核：軸2 載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩Mh 總彎矩M1=扭矩T 彎彎矩圖： 第七節(jié) 軸承的校核由于中間軸有兩個齒輪，所受動載荷比較大，所以這里只需要校核中間軸二軸承的壽命。（一）兩軸承所受徑向載荷由上，軸強度的計算知1 .軸垂直面支反力2.軸水平面支反力3.兩軸承所受的徑向載荷即合成后的支反力（二）計算軸承所受的軸向載荷1.計算內(nèi)部軸向力軸承型號32009，為圓錐滾子軸承，由標(biāo)準(zhǔn)查得性能參數(shù)為由表21-11

17、，圓錐滾子軸承的內(nèi)部軸向力，則2.計算軸承所受的軸向載荷軸上個軸向力的方向 由式（21-8），（21-9）可列出取兩者中較大者取兩者中較大者（三）計算當(dāng)量動載荷由式（21-5），由表21-8取沖擊載荷因數(shù)。系數(shù)X，Y與判斷因子e有關(guān)，由手冊中查的32009軸承，軸承 故,則軸承 故,則(四)壽命計算因,且兩軸承型號相同，故只按軸承計算壽命即可。取由式（21-7）有壽命高于43800 ，故滿足壽命要求。（五）靜強度計算1.計算軸承靜載荷由式（21-13），當(dāng)量靜載荷,由表21-13，32009型圓錐滾子軸承,故2 .驗算靜強度因,且兩軸承型號相同，故只按軸承計算壽命即可。取。由表21-14，取靜

18、強度安全因數(shù)。由式（21-14） 故滿足靜強度要求。 第八節(jié) 鍵的校核設(shè)定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵5。 鍵的類型1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b=10mm h=8mm L=28mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=10mm h=8mm L=28mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=12mm h=8mm L=40mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=56mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b

19、=16mm h=10mm L=70mm 鍵6：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=63mm 2、校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距T1=89.63Nm鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=89.63Nm鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=347.84Nm鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=347.84Nm鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=1349.9Nm鍵6受到的轉(zhuǎn)距T5=1349.9Nm鍵的材料為鋼，輕微沖擊，為100120Mp，取=110 Mp鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑）所以：校核第一個鍵：校核第二個鍵：校核第三個鍵：校核第四個鍵：校核第五個鍵：校核第六個鍵： 第九節(jié) 軸承的潤滑及密封 根據(jù)軸頸的圓周速度

20、,軸承可以用潤滑脂和潤滑油潤滑,由于齒輪的轉(zhuǎn)速根據(jù)以知是大于2m/s,所以潤滑可以靠機體的飛濺直接潤滑軸承?；蛞龑?dǎo)飛濺在機體內(nèi)壁上的油經(jīng)機體泊分面上的油狗流到軸承進行潤滑，這時必須在端蓋上開槽。如果用潤滑脂潤滑軸承時，應(yīng)在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇?。并且在輸入軸和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽及其它雜質(zhì)進入機體內(nèi)。密封形式很多，密封效果和密封形式有關(guān)，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。 小結(jié) 本次設(shè)計是慢動卷揚機傳動裝置的設(shè)計，設(shè)計過程中出現(xiàn)了許多的問題，但是在老師的指導(dǎo)下都得以解決。由于本人水平有限在設(shè)計中難免出現(xiàn)許多的錯誤，希望得到老師的指點及更正，使我能了解自己的不足并能夠加以改正，從而在實踐中獲得經(jīng)驗。穩(wěn)固自己的理論知識，并進一步的強化所學(xué)內(nèi)容。最后非常感謝在設(shè)計過程中給我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W(xué)。附件圖紙裝配圖軸齒輪謝謝朋友對我文章的賞識，充值后就可以下載說明書，我這里還有一個壓縮盤，里面有相應(yīng)的word說明書和CAD圖紙。下載后請留上你的郵箱號或QQ號或給我的QQ留言：1459919609。我可以將壓縮盤送給你。歡迎朋友下次光臨！