設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置課程設(shè)計(jì)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)題 目 設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 專業(yè)班級(jí) 學(xué) 號(hào) 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 西安文理學(xué)院2012年 12 月 30 日西 安 文 理 學(xué) 院機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)學(xué)生姓名 肖海江 專業(yè)班級(jí) 10級(jí)機(jī)械2班 學(xué) 號(hào) 08102100217 指導(dǎo)教師 職 稱 教研室 題目 設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 傳動(dòng)系統(tǒng)圖：原始數(shù)據(jù)：表1-1運(yùn)輸帶工作力矩t/nm運(yùn)輸帶工作速度卷筒直徑d/mm12500.7420工作條件： 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差為要求完成：1.部件裝配圖1張（a2）2.零件工作圖3張。3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份，60

2、00-8000字。開(kāi)始日期 2010年12月11日 完成日期 2010年12月31日 2010年 12 月 11 日目 錄1 傳動(dòng)裝置總體分析41.1 原始數(shù)據(jù)41.2 方案分析42 電動(dòng)機(jī)的選擇及傳動(dòng)比的分配52.1 電動(dòng)機(jī)的選擇52.2 計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比62.3 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算73 v帶設(shè)計(jì)93.1 確定帶輪93.2 確定v帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度93.3 驗(yàn)算小帶輪上的包角103.4 計(jì)算帶的根數(shù)103.5 計(jì)算單根v帶初拉力的最小值103.6 計(jì)算壓軸力114 齒輪的設(shè)計(jì)124.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的計(jì)算設(shè)計(jì)124.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)165 軸的設(shè)計(jì)175.

3、1 輸出軸的設(shè)計(jì)175.2 主動(dòng)軸和中間軸的設(shè)計(jì)186箱體的設(shè)計(jì)及其附件的選擇216.1 箱體的設(shè)計(jì)216.2 聯(lián)軸器的選擇226.3 軸承的選擇226.4 潤(rùn)滑方式的選擇226.5 減速器附件的選擇237校核247.1 鍵的強(qiáng)度校核247.2 軸承的強(qiáng)度校核247.3 軸的校核25參考資料281 傳動(dòng)裝置總體分析1.1 原始數(shù)據(jù)（1）運(yùn)輸機(jī)工作軸轉(zhuǎn)矩 ；（2）運(yùn)輸帶工作速度 ；（3）卷筒直徑 ；（4）卷筒工作效率 =0.96；（5）工作壽命 10年單班制；（6）工作條件 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)。（7）傳動(dòng)系統(tǒng)圖 圖1-1 1.2方案分析本設(shè)計(jì)中原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，工作機(jī)為皮帶輸送機(jī)。傳動(dòng)

4、方案采用了兩級(jí)傳動(dòng)，第一級(jí)傳動(dòng)為帶傳動(dòng)，第二級(jí)傳動(dòng)為單級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動(dòng)承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過(guò)載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)，還可緩和沖擊和振動(dòng)，故布置在傳動(dòng)的高速級(jí)，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸。 齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長(zhǎng)，是現(xiàn)代機(jī)器中應(yīng)用最為廣泛的機(jī)構(gòu)之一。本設(shè)計(jì)采用的是展開(kāi)式兩級(jí)直齒輪傳動(dòng)?？傮w來(lái)講，該傳動(dòng)方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、成本低傳動(dòng)效率高。2 電動(dòng)機(jī)的選擇及傳動(dòng)比的分配2.1電動(dòng)機(jī)的選擇2.1.1 傳動(dòng)裝置的總效率其中為工作機(jī)傳動(dòng)效率。為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需

5、功率,需確定傳動(dòng)裝置總功率a。 , 設(shè)各效率分別為：、1（v帶傳動(dòng)效率）、2（滾動(dòng)軸承）、3（閉式齒輪傳動(dòng)效率）、（聯(lián)軸器效率），查表得：，,。則傳動(dòng)裝置的總效率為：,2.1.2工作機(jī)所需的輸入功率工作機(jī)所需要的有效功率為：=； 電動(dòng)機(jī)所需功率為： 。2.1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速查表2-1,表2-2得,所以,電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為,2.1.4確定電動(dòng)機(jī)型號(hào) 根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，選用y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。使電動(dòng)機(jī)的額定功率p （11.3）p ，由查表19-1,得電動(dòng)機(jī)的額定功率p4kw，電機(jī)型號(hào)有三種，現(xiàn)將三種方案列表如下表1-1 三種電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)比較方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速（r min-1

6、）滿載（）傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比總傳動(dòng)比v帶y132m2-641000960 61.13y132s-47.51000970 30.142.5y180l-6111000960 20.102.8由上表的性價(jià)比和整體傳動(dòng)比綜合考慮，可知方案更好，裝置結(jié)構(gòu)緊湊，因此選用方案。2.2計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比2.2.1總傳動(dòng)比 2.2.2分配各級(jí)傳動(dòng)比 假定高速軸則i=ia/i0, 2.3傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算2.3.1各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算2.3.2各軸輸入p輸出p功率的計(jì)算=5.82kw2.3.3各軸的輸入t輸出t轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 將各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列于表2。表1-2 各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸名功率 p/kw

7、轉(zhuǎn)矩 t/nm轉(zhuǎn)速(r/min)傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸軸軸滾筒軸5.585.315.044.895.85.4185.1514.8964.56137.52529.441509.81464.857.3134.77518.851479.661435.5797038895.831.9331.932.5i00.9124.05i10.912383.0i20.912381i30.921643 v帶設(shè)計(jì)3.1 確定帶輪3.1.1 確定計(jì)算功率pca由表8-7查得工作情況系數(shù)，故3.1.2選取v帶帶型根據(jù)、由圖8-11選用a型。3.1.3確定帶輪的基本直徑dd1并驗(yàn)算帶速v初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由

8、表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑；驗(yàn)算帶速v；按式8-13驗(yàn)算帶的速度 ；因?yàn)?m/s<v<25m/s,故帶速合適；計(jì)算帶輪的基準(zhǔn)直徑；根據(jù)式8-15a，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑；根據(jù)表8-8取350mm.3.2確定v帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度根據(jù)式8-20 初定中心距;由式8-22計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度；按式8-23計(jì)算實(shí)際中心距由式8-24 得中心距的變化范圍為473-554mm。3.3 驗(yàn)算小帶輪上的包角。3.4 計(jì)算帶的根數(shù)計(jì)算單個(gè)v帶的額定功率。由，查表8-4a得。根據(jù)查表8-5得，表8-2得，于是計(jì)算v帶的根數(shù)z所以取4根。3.5 計(jì)算單根v帶初拉力的

9、最小值由表8-3得a型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量,所以 應(yīng)使帶的初拉力。3.6計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為。4 齒輪的設(shè)計(jì)4.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的計(jì)算設(shè)計(jì)4.1.1選定高速級(jí)齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）按傳動(dòng)方案選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。（2）輸送機(jī)為一般工作機(jī)械，速度不高，故選用8級(jí)精度。（3）材料選擇 選則小齒輪材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為280hbs。大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs。（4）選小齒輪齒數(shù)， 則：。（5）初選螺旋角。4.1.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1)確定公式內(nèi)的各項(xiàng)數(shù)值試選載荷系數(shù) 查表10-30選取區(qū)域系數(shù)查表10-6選取材料的彈性

10、系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）為。由圖10-26查得； ，； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩表10-7選取齒寬系數(shù)。查圖10-21d，按齒面硬度查取齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限。由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1， (2)計(jì)算計(jì)算小齒輪分度圓直徑 計(jì)算圓周速度v= 計(jì)算齒寬b及模數(shù) =齒高計(jì)算縱向重合度計(jì)算載荷系數(shù)k查表10-2得：使用系數(shù)；根據(jù)、8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載系數(shù)；查表10-3得； 查表10-4調(diào)質(zhì)小齒輪支承非對(duì)稱布置、8級(jí)精度利用插值法計(jì)算得查表10-13根據(jù)、得： 故

11、載荷系數(shù)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 計(jì)算模數(shù)4.1.3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定計(jì)算參數(shù)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度2.061，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)，查取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 查表10-15得：， 查圖10-21c按齒面硬度查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 查圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）按小齒輪計(jì)算；=對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能

12、力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)。故可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，而按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=73.13mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有，取 4.1.4幾何尺寸計(jì)算（1）中心距計(jì)算 將中心距圓整為188mm，a=188。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因?yàn)槁菪亲兓淮?，所以無(wú)需修正。（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒輪寬度，圓整后取 4.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)過(guò)程與高速級(jí)的相同，此處從略。將計(jì)算所得齒輪的參數(shù)列表如下：表4-1：高速級(jí)低速級(jí)大小大小2.04z146367525i4.053.0d300.974.2309103302.976

13、.2311105296.970.230799a188206b7570105110 （齒頂圓直徑齒根圓直徑，）5 軸的設(shè)計(jì)5.1 輸出軸的設(shè)計(jì)5.1.1 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩p=5.049kw =31.93/min =1509.86nm5.1.2 求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 =309 而 f= f= f5.1.3初步確定軸的最小直徑按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45剛,調(diào)質(zhì)處理，取，于是得。 根據(jù)聯(lián)軸器的計(jì)算公式，查表14-1，取;則有，選用gl10聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑。5.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）初步

14、選擇深溝球軸承根據(jù)工作條件選用角接觸球軸承。參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的7212。其尺寸為。5.1.5軸的各段直徑5.1.6 軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù)由表14-24查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，；同樣，齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的。5.2 主動(dòng)軸和中間軸的設(shè)計(jì) 圖5-1 5.2.1 主動(dòng)軸(高速軸)的相關(guān)參數(shù)選取軸的材料為45剛,調(diào)質(zhì)處理，取，于是得。選取各段軸徑尺寸如下：5.2.2 中間軸的相關(guān)參數(shù)選取軸的材料為45剛,調(diào)質(zhì)處理，取，于是得選取各段軸徑尺寸如下：6箱體

15、的設(shè)計(jì)及其附件的選擇6.1 箱體的設(shè)計(jì)箱座壁厚： ， 而，取。箱蓋壁厚：，取。箱座、箱蓋、凸緣的厚度：b=b1=,取b=b1=12箱底座凸緣的厚度：b2=2.5，b2=20mm箱座、箱蓋的肋厚：取m=8mm地腳螺釘?shù)闹睆剑?取df= 18mm；數(shù)目：n=6軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：，d1=16；箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑：，取d2=10 mm，間距l(xiāng)=150200mm軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑海3=8 mm；窺視孔蓋板螺釘?shù)闹睆剑?，d4=6mm;定位銷直徑：d=10mm軸承旁凸臺(tái)的半徑：至箱外壁的距離： 至凸緣邊緣的距離：。 外箱壁到軸承座端面的距離：=48mm。齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：，取：=10mm。

16、齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：，?。?10mm。軸承蓋外徑：（其中，d為軸承外徑，為軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑?高速軸：中間軸：低速軸：6.2聯(lián)軸器的選擇,所以聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查表14-1，取，則，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t 5014-1995，選用gl10型彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250，半聯(lián)軸器的孔徑半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。6.3 軸承的選擇高速軸：滾動(dòng)軸承6208 gb/t 294，d=40mm,d=80mm,b=18mm； 中間軸：滾動(dòng)軸承6208 gb/t 294，d=40mm,d=80mm,b=18mm；低速軸：滾動(dòng)軸承6013c gb/t 294, d=65mm,d=100mm,b=

17、18mm。 6.4 潤(rùn)滑方式的選擇6.4.1高速級(jí)齒輪的圓周速v=所以，軸承采用脂潤(rùn)滑；高速級(jí)小齒輪處用封油盤。6.4.2滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑采用脂潤(rùn)滑，并在靠近箱體內(nèi)壁處加封油板。6.4.3齒輪的潤(rùn)滑因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以采用浸油潤(rùn)滑的潤(rùn)滑方式。高速齒輪浸入油里約為0.7個(gè)齒高，但不小于10mm，低速級(jí)齒輪浸入油高度約為1個(gè)齒高（不小于10mm），1/6齒輪。6.4.4密封方式選?。哼x用凸緣式端蓋，易于調(diào)整軸承間隙，采用端蓋安裝氈圈油封實(shí)現(xiàn)密封。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承外徑?jīng)Q定6.5 減速器附件的選擇6.5.1通氣器：由于在外界使用，有粉塵，選用通氣室采用m161.56.

18、5.2油面指示器：選用油標(biāo)尺，規(guī)格m126.5.3起吊裝置：采用箱蓋吊耳，箱座吊鉤6.5.4放油螺塞裝置：選用外六角細(xì)牙螺塞及墊片m161.56.5.5窺視孔及視孔蓋：選用板結(jié)構(gòu)的視孔蓋6.5.5鍵的選擇：選普a型通平鍵，鑄鐵鍵，所有齒輪與軸的聯(lián)接中可采用此平鍵。7校核7.1 鍵的強(qiáng)度校核鍵，l=90mm連接強(qiáng)度計(jì)算，根據(jù)式查表得，因?yàn)椋舒I槽的強(qiáng)度足夠。其它鍵的驗(yàn)算方法同上，經(jīng)過(guò)計(jì)算可知它們均滿足強(qiáng)度要求。7.2軸承的強(qiáng)度校核7.2.1 輸出軸軸承的校核軸上齒輪受力情況如圖所視 切向力徑向力軸向力 圖7-1所以，同理，取同理, 7.2.2 主動(dòng)軸和中間軸軸承的校核主動(dòng)軸和中間軸軸承的校核同輸出軸相同，其驗(yàn)算方法同上，經(jīng)過(guò)計(jì)算可知它們均滿足強(qiáng)度要求。7.3軸的校核 圖 7-2 輸出軸（1）在垂直面上左側(cè)右側(cè)彎矩（2）在水平面上左側(cè)右側(cè)