機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計帶式運輸機(jī)的傳動裝置設(shè)計

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書一、傳動方案擬定.2二、電動機(jī)的選擇.2三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.4四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.5五、傳動零件的設(shè)計計算.6六、軸的設(shè)計計算.12七、滾動軸承的選擇及校核計算.19八、鍵聯(lián)接的選擇及計算.22設(shè)計題目：帶式運輸機(jī)的傳動裝置設(shè)計06機(jī)械班設(shè)計者： 學(xué) 號：指導(dǎo)教師： 2008年12月2009年1月計算過程及計算說明一、傳動方案擬定（1） 工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，兩班制，使用期限為10年，運輸帶速度允許誤差為5，室內(nèi)工作。（2） 原始數(shù)據(jù)：運輸帶有效拉力f1800n 運輸帶工作速度v1.75m/s 卷筒直徑d280mm。二、電

2、動機(jī)選擇1、電動機(jī)類型的選擇：選用y型三相籠式異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380v。2、電動機(jī)功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶3軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒 =0.960.9930.970.990.96=0.859 (2)電機(jī)所需的工作功率：p工作=fv/1000總=18001.75/(10000.859)=3.671kw3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=601000v/d6010001.75/(280)r/min 119.42r/min 按1表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=36。取v帶傳動比i1=24，則總傳動比理時范圍為ia=624。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的

3、可選范圍為nd=ian筒=（624）119.42r/min7172867r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由2可知有三種適用方案，如下表所示：方案電機(jī)型號額定功率電機(jī)轉(zhuǎn)速傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動v帶傳動減速器1y112m441500144012.566 34.189 2y132m6410009608.377 32.792 3y160m1847507206.283 32.094綜合考慮，電動機(jī)和傳動裝置的尺寸和帶傳動、減速器的傳動比選擇第一個方案，因此選定電動機(jī)型號y112m4，其主要性能如下表：型號額定功率（kw）滿載時轉(zhuǎn) 速功 率

4、功率因數(shù)y112m44144084.50.824、確定電動機(jī)型號根據(jù)以上選用的電動機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機(jī)型號為y112m4。三、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1140/119.4212.0582、分配各級傳動比為使v帶傳動外廓尺寸不致于過大，所以取帶傳動比為3.12，而減速器為一級傳動，故圓柱齒輪傳動比i3.859。四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）ni= nm/ i帶=1440/3.125460.8（r/min）nii=ni/i齒輪=460.8/3.859=119.409(r/min)niii=nii計算各軸的功率

5、（kw）pi= pd帶=3.6710.96=3.524kw pii=pi軸承齒輪=3.5240.970.99=3.384kwp卷筒=pii軸承聯(lián)軸器=33.3840.990.99 =3.317kw2、 計算各軸扭矩（nmm）電機(jī)輸出轉(zhuǎn)距： td=9.55103pd/nm=9.551033.671/1440 =24346.868nmmti= td i帶帶=24346.8683.1250.96 nmm=73040.604 nmmtii= ti i齒輪軸承齒輪=270700 nmmtiii= tii 齒輪聯(lián)軸器265300 nmm 五、傳動零件的設(shè)計計算1、 皮帶輪傳動的設(shè)計計算（1）選擇普通v帶截

6、型由3查表8-7可知工作情況系數(shù)：ka=1.1pca =kap=1.13.671=4.038kw根據(jù)計算功率pca 和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1，由3圖811選取普通v帶：a型帶。再根據(jù)v帶帶型，由3表86和表88確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=80mm。帶速：v=（dd1n1）/（601000）=6.029m/s因為5m/sv900 （適用）（5）確定帶的根數(shù)根據(jù)3表（8-4a）p0=0.68kw根據(jù)3表（8-4b）p0=0.17kw根據(jù)3表（8-5）k=0.95根據(jù)3表（8-2）kl=0.99zpca/ (p0+p0)kkl4.038/（0.680.17）0.950.995.054z取5。 （6）計算帶

7、的初拉力由3表8-3查得q=0.1kg/m，單根v帶的最小初拉力：(f0) min=500pca（2.5-k）/(zv k)+qv2=112.912kn（7）計算帶傳動的壓軸力fpfp2zf0sin1/225112.9120.9871114.829n齒輪傳動的設(shè)計計算1. 選擇齒輪類型、齒數(shù)、材料及精度等級 1） 按任務(wù)書的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動；2） 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280hbs。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度240hbs，二者材料硬度差為40hbs；3）運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選8級精度。2. 齒面接觸疲勞強(qiáng)

8、度設(shè)計，即確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值；1） 由任務(wù)書選取區(qū)域系數(shù)=2.425；2） 試選載荷系數(shù)=1.6；3） 由2圖10-26查得=0.78，=0.92，則0.78+0.92=1.704） 取小齒輪齒數(shù)z1=23。傳動比i齒=3.859則大齒輪齒數(shù)：z2=iz1=3.85923=88.757 取z2 =89；理論傳動比i0=89/23=3.8705） 選取螺旋角，初選為156） 由2表10-7選取齒寬系數(shù)1；7） 由2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8mpa；8） 由2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600mpa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550mpa；9） 由2

9、式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60*460.8*（2*8*300*10）=1.327*10 =3.429*10；10） 由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)0.921，0.98；11） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)1，由2式10-12得=552.6mpa=539.5mpa12） 許用接觸應(yīng)力 =545.8mpa3. 計算1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 2） 計算圓周速度=1.200m/s 3） 計算齒寬b及模數(shù) 1*49.739=49.739mm h=2.25=2.25*2.089=4.700mm b/h=49.739/4.700=10.583 4）計算縱向重合度=0.

10、318*1*23*tan15=1.965）計算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)=1根據(jù)=1.200m/s，8級精度，由1圖10-8查得動載系數(shù)1.08，由表10-4查得的值與直齒輪的相同。故=1.349由2圖10-13查得1.39由2表10-3查得的載荷系數(shù)k=2.0406） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得49.739*=53.9367）計算模數(shù) 4. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由2式10-17（1） 確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù)k=2） 根據(jù)縱向重合度1.960，從2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.875；3） 計算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒形系數(shù)有2表10-5查得=2.61，=2.1

11、95）查取應(yīng)力校正系數(shù)由2表10-5查得=1.593，=1.7856）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500mpa，=380mpa；7）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86，=0.91；8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，由2式10-12得9）計算大小齒輪的并加以比較大齒輪數(shù)值大；（2）設(shè)計計算 =1.643對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=2即可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=53.936來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由取=26，則。5.幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整

12、為131mm。2） 按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正；3） 計算大小齒輪的分度圓直徑4） 計算齒輪寬度55mm，60mm六、軸的設(shè)計計算 輸出軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs根據(jù)【3】查表15-3，取a0=110da0（pi/ni）1/3=110 (3.524/460.8) 1/3mm=21.672mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=21.672(1+5%)mm=22.156選d=22mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固

13、定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定（2） 確定軸各段直徑和長度 根據(jù)設(shè)計內(nèi)容，選擇深溝球軸承，軸d1=22mm 22mm，初選軸承代號6205，內(nèi)徑為25mm，寬度為15mm，查軸承基本尺寸得，工段：d1=22mm 長度取l1=36mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+22=26mm 通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取長為30mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故ii段長：l2=63mmiii段直徑d3=30mm考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取擋油板

14、為19mm，l3=19+16=35mm段直徑d4=34mm，長度比齒輪寬略短，取l4=55由于軸肩高度h大于0.07d，所以取d5=40mm,l5=6mm第六段長度由軸承和擋油板確定，即d6=30mm，l6=27mm 輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255hbs）根據(jù)【3】查表15-3，取a0=110dc(p3/n3)1/3=110(3.384/119.409)1/3=33.537mm取d=34mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和

15、過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選6206型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為19mm。查軸承基本尺寸得，工段：d1=35mm 長度取l1=58mmii段:d2 =42mm 通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取長為30mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小4mm,故ii段長：l2=65mmiii段直徑d3=45mm考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離4mm。取擋油板為21mm，l3=21+1

16、9+4=44mm段直徑d4=48mm，長度比齒輪寬略短，取l4=50mm由于軸肩高度h大于0.07d，所以取d5=56mm,l5=10mm第六段長度由軸承和擋油板確定，即d6=45, l6=19+11=30mm七. 輸出軸和軸承的校核：軸的校核：1.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。（危險截面c）取 則45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表15-1得，故安全。1. 精確校核該軸的疲勞強(qiáng)度通過分析，該軸只需校核截面iv兩側(cè)即可。（1）. 截面iv左側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面iv左側(cè)的彎矩為：扭矩為：截面上的彎曲應(yīng)力為：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表15-1得，軸肩應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取，取，因，得，

17、由附圖3-1可得走的材料的敏性系數(shù)為：故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式為：由附圖3-2查得尺寸系數(shù)，由3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)為：又由3-1及3-2得碳鋼的特征系數(shù)為：，取，取于是，計算安全系數(shù) 值，按式15-615-8得：故可知其安全（2）. 截面iv右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面iv左側(cè)的彎矩為：扭矩為：截面上的彎曲應(yīng)力為：扭轉(zhuǎn)應(yīng)切應(yīng)力為：過盈配合處的，由附表3-8求出，并取，則 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：，故綜合系數(shù)為：所以軸在截面iv右側(cè)的安全系數(shù)為：故該軸截面iv右側(cè)強(qiáng)

18、度也足夠。 軸承壽命校核：根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命163658=48720小時2軸的滾動軸承校核根據(jù)前面選擇的軸承6209進(jìn)行校核（1）計算動載荷p，根據(jù)式（13-8a） 按照表13-6，=1.01.2，取=1.2，根據(jù)表13-5，x=0.56，y值查零件手冊得,取中值y=1.5（2）查零件手冊得c=31500n（3）驗算6209軸承的壽命，根據(jù)式（13-5）遠(yuǎn)高于預(yù)期壽命，故合適。八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1. 輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d1=48mm,l1=50mm查手冊得，選用c型平鍵，得：鍵a 149 gb1095-1979 l=40mmt2=73.058nm h=9mm根據(jù)課

19、本p243（10-5）式得p=2t2/dhl=273058/48940 =8.456mpar(110mpa)2、輸入軸與聯(lián)軸器聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=35mm l3=58mm t=73.038nm查手冊p51 選a型平鍵鍵108 gb1096-79l=50mm h=8mmp=2t/dhl=273038/35850 =100.434mpap(110mpa)3、輸出軸與齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d=22mm l=36mm t=270.664nm查手冊p51 選用a型平鍵鍵66 gb1096-79l=28mm h=6mm據(jù)課本p106式（6-1）得p=2t/dhl=2270664/22628=104.

20、635mpap參考資料：【1】.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書（第二版）2006-11【2】.機(jī)械零件手冊（第五版）2006-12【3】.機(jī)械設(shè)計（第八版）2006-12【4】.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版）2006-8【5】.幾何畫法及機(jī)械制圖（第五版）2006-5f=1800nv=1.75m/sd=280mmn滾筒=119.409r/min總=0.858p工作=3.671kw電動機(jī)型號y112m4i總=12.058i齒輪=3.859i帶=3.125ni =460.8r/minnii=niii=119.409r/minpi=3.524kwpii=3.384kwpiii=3.317kwti=24346.868nmmti