带式运输机传动装置设计

1、机械课程设计说明书带式运输机传动装置设计班级： 学号： 姓名： 指导老师： 目 录一、 设计任务3二、 传动方案的分析和拟定3三、 电动机的选择4四、 传动零件的设计计算5五、 减速器箱体设计9六、 轴的结构设计11七、 轴承的校核17八、 键的校核19九、 轴承的润滑及密封21十、 小结21第一节 设计任务 运输机工作原理：电动机的传动力通过减速器带动滚筒转动。其执行机构如下：原始数据：1） 运输带工作拉力f=6kn；2） 运输带工作速度v=1.3m/s；3） 滚筒直径d=400mm；4） 滚动效率=0.95；5） 工作情况：两班制，连续单向转动，载荷较平稳；6） 工作环境：室内，灰尘较大，

2、环境最高温度35c；7） 使用折旧期8年，4年大修一次；8） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。第二节 传动方案的分析和拟定方案一：传动方案简图如下： 该方案优点：传动效率高，结构紧凑，传动比较平稳，适合单向连续传动，对工作的环境适应性强。缺点：制造及安装精度要求高，价格较贵。方案二：传动方案简图如下：第三节 电动机的选择（1） 电动机的功率p0=0.84其中=0.98 =0.99 =0.98 =0.95 =0.95分别为二级减速器，滚筒，弹性联轴器，刚性联轴器，圆锥滚子轴承的传动效率。以上数据均有1表1-15查得。(2) 电动机的选择根据及其工作环境，查1表f1-2：选用型号电

3、动机，主要参数如下：电动机型号额定功率kw满载转速r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量kg同步转速1000r/min109701.41.8148评析：此型号电动机，额定功率略高于工作功率，不会造成过载或空载，可延长电动机使用寿命。此型号为“封闭”型。适于灰尘多等恶劣环境下工作。（3）联轴器的选择电动机到减速箱之间的联轴器，由于转速较快选用弹性联轴器。=1.8kn/1.5=1200kn查1得选用弹性柱销联轴器，型号为。主要参数：公称扭矩，=1250， 许用转速为2800r/min，转动惯量为3.4kg/，质量m=22kg 减速箱到滚筒之间的联轴器，由于此处转速不大，故选用凸缘联轴器

4、，型号为。主要参数：公称扭矩=100nm，许用转速r/min。（4）齿轮传动比确定 =970/62.1=15.62 根据经验对于圆锥-圆柱齿轮，可取圆锥齿轮传动比=0.25，并尽量使，最大允许到4，以使圆锥齿轮直径较小， （5）传动装置的运动和动力参数的计算1） 各轴输入功率 =，=9.10*0.99*0.98=8.83kw=8.83*0.99*0.98=8.57kw2） 各轴转速 =970 r/min =970/3.91=248r/min =248/3.99=62r/min3） 各轴输入转矩电动机输出转矩：=9550=9550*9.29/970=91.46nm轴1：=91.46*1*0.98

5、=89.63nm轴2：=89.63*4*0.98*0.99=347.84 nm轴3：=347.84*4*0.99*0.98=1349.9nm上面各式中，分别为弹性联轴器，圆锥滚子轴承的传动效率 为轴1与轴2间齿轮传动效率，为轴2与轴3的间齿轮传动效率第四节 传动零件的设计计算1 圆锥齿轮传动设计1）运输机为一般工作，速度不高，选用7级精度2）材料选择：由表10-1选择用小齿轮材料为40gr（调质）硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240hbs .3）选择小齿轮齿数为 取 4）确定齿轮许用应力 因为工作为2班制，连续单向运转，所以 查图1018 1019 可得 查图1021 d

6、 得 取失效率为1%，安全系数，弯曲疲劳安全系数 所以 小齿轮所需传递转矩 由表102 查得 按图108 取 由表106 查得 5） 计算小齿轮直径及齿数模数： 直齿圆锥齿轮 mm 取整 m=3 所以 6） 齿轮弯曲强度校验a) 齿形系数 齿轮节锥角 当量齿数： 由表105 查得 b) 应力修正系数 由表105 查得 c) 齿根弯曲强度效验 d) 圆锥齿轮主要尺寸 经过计算，既满足齿面接触疲劳强度，又做到结构紧凑。2 圆柱齿轮传动设计 1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a) 由图的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b) 运输机一般选用7级精度c) 材料选择和锥齿一样，小齿轮材料为40cr（调质

7、）硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢，硬度为240hbsd) 选小齿轮齿数 2）齿面接触强度设计 a) 试选载荷系数 b) 小齿轮传递的转矩 c) 由表107 选取 d) 由表106 查得 e) 由图1021 d查得 f) g) 由图1019 查得 h)计算接触疲劳许用应力 取失效率为1% s=1 即 计算圆周速度 计算齿宽b 所以 计算载荷系数：根据 v 7级精度 又图108 查得 直齿轮，假设 由表查得 由表102 查得使用系数 由表104 查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时 由 查1013 图得 所以 按实验的载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数m 3）按齿根弯曲强度设计 a

8、) 确定公式内的各计算值 b) 由图1020 c查得小齿轮的弯曲强度疲劳极限 大齿轮的弯曲疲劳极限 c) 由图108 查得弯曲疲劳寿命系数 d) 计算许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 e) 计算k f ) 查取齿型系数 由表105 查得 g) 查取应力校正系数 由表105 查得 h) 计算大小齿轮的 并加以比较 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根计算的模数，由于m的大小取决于弯曲强度所决定承载能力可取m=3 验算： 合适第五节 减速器箱体设计本方案采用圆锥齿圆柱齿轮传动，故中心距a取圆柱齿轮传动中心距， a=228mm。机体结构尺寸如下（由3表3得）： 机座壁厚 =0

9、.025a+3=8.7 故取=9mm机盖壁厚 =0.02a+3=7.58故取=8mm机座凸缘厚度 b=1.5=1.58=13.5mm机盖凸缘厚度 =1.5=12mm机座底凸缘厚度 =2.5=22.5mm地脚螺钉直径 =0.036a+12=20.208mm 取=20地脚螺钉数目 a250,故取n=4轴承旁联接螺栓直径 =0.75=15mm 取=16mm机盖与机座联接螺栓直径 =0.5=10mm 联接螺栓的间距 取=180mm轴承端盖螺钉直径 =0.5=10mm窥视孔盖螺钉直径 =0.4=8mm 定位销直径 d=0.8=8mm 至外机壁距离 =22mm至外机壁距离 =18mm至外机壁距离 =26m

10、m至凸缘边缘距离 =16mm至凸缘边缘距离 =24mm轴承旁凸台半径 =14mm凸台高度 h=50mm(便于扳手操作为准)外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶与内机壁距离 =10.8mm1.2大齿轮端面与内机壁距离 =9mm机盖厚 =0.85=6.8mm 机座肋厚 m=0.85=7.65mm 轴承端盖外径 =(d为轴承外径)轴承端盖凸缘厚度 t=910.8mm 取10mm轴承联接螺栓距离 =由表及以前零件设计尺寸得：a=10mm，l=65mm，b=65mm，s=9mm，l=230mm，=8mm第六节 轴的结构设计第一根轴的设计1 对轴1：选用45号钢（1） 初步设计轴径 其中p=9.1kw为该轴传

11、递功率，n=970r/min为该轴转速查表15-3 a=112 为该轴许用切应力所确定的系数所以，=23.6mm根据=23.6mm可确定联轴器的型号，联轴器的转矩：取查机械零件设计手册，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，采用弹性套柱销联轴器tl6型，半联轴器的孔径，长度l=82,联轴器与轴的配合长度，取2 轴的结构设计 （1）拟订轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 为了满足轴向定位的要求，在处左边设一轴肩，取=37mm，右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径40mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，故-段长度比少短些，现取 初选轴承为滚动轴承，根据 选取轴承3

12、0308，基本尺寸为 故 ，则取， 由于轮毂宽度为52mm为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂 ， 所以 轴承盖的总宽度取为30mm，轴承距离箱体内壁为8mm，齿轮距离箱体内壁a=16mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取3 轴上零件的周向定位 齿轮和半联轴器都采用平键联接。按由手册查得平键截面，齿轮轮毂与轴的配合为，同理半联轴器与轴联接键截面同上，与轴配合为4 轴的校核载荷水平面垂直面支反力f,ff,f弯矩mm= 57158.4 n mm 总弯矩m=扭矩t 轴1 弯矩图： 第二根轴的设计1 确定轴上有关数据 2 作用在轴上的力：小齿轮的分度圆直径为，大齿轮分度圆

13、直径为 3 初步确定轴的最小径，轴材料为45钢，经调质处理。取 显然此处为轴的最小径，即此处轴与轴承的内径相同。4 轴的轴向结构设计： （1） 为了满足轴向定位的要求，在轴-处右边设一轴肩，取，左右两端用轴承端盖封闭 （2） 初选轴承为滚动轴承，根据，选取型号32009，基本尺寸为，取，齿轮和轴承之间用轴环确定距离，轴的左端采用轴肩结构，取h=5mm，故，由此可知取 （3） 由于右边的锥齿轮毂宽度为62.4mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取，同理，柱齿轮毂为95，取5 轴的周向结构设计：齿轮和轴采用平键联接，按由手册查得平键为： 选择齿轮轮毂与轴的配合为，按，得平

14、键尺寸为 ，齿轮轮毂与轴的配合为5 轴的校核轴2 载荷水平面垂直面支反力f,ff,f弯矩mh 总弯矩m1=扭矩t 弯矩图： 第三根轴的设计：1 确定输出轴上的功率，2 作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为 3 初步确定轴的最小直径为，显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需要确定联轴器的型号。联轴器的转矩，取 采用弹性块联轴器hl5型，半联轴器孔径，长度142mm，联轴器与轴的配合长度为 ，取4 轴向结构设计： （1） 为了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取，右端用轴承挡圈挡住，按轴承直径取挡圈直径66mm，为保证轴承挡圈只压在联轴器上，故段长度比少短些，现取 （2

15、） 初选轴承为滚动轴承30313，根据，在轴承中选取0基本游隙组，尺寸为 ，故取，而，其右端采用轴肩进行定位，取h=6mm,故 （3） 由于轮毂宽等于80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取左端采用轴键定位，轴肩高度，则h=6mm,所以油环处直径 （4） 轴承盖的总宽度为20mm,轴承距离箱体内壁为12mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加添加剂的要求，取端盖的外端与联轴器左端的距离为,故 （5） 取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm,已知滚动轴

16、承宽度t=36mm,大锥齿轮轮毂宽长为50，则 5 轴上零件的周向定位：根据查得键截面为，齿轮轮毂与轴配合为 ，同样半联轴器与周的联接所用平键尺寸为，半联轴器与轴的配合为6 轴的校核：轴2 载荷水平面垂直面支反力f,ff,f弯矩mh 总弯矩m1=扭矩t 弯弯矩图： 第七节 轴承的校核由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴二轴承的寿命。（一）两轴承所受径向载荷由上，轴强度的计算知1 .轴垂直面支反力2.轴水平面支反力3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力（二）计算轴承所受的轴向载荷1.计算内部轴向力轴承型号32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为由表21-11

17、，圆锥滚子轴承的内部轴向力，则2.计算轴承所受的轴向载荷轴上个轴向力的方向 由式（21-8），（21-9）可列出取两者中较大者取两者中较大者（三）计算当量动载荷由式（21-5），由表21-8取冲击载荷因数。系数x，y与判断因子e有关，由手册中查的32009轴承，轴承 故,则轴承 故,则(四)寿命计算因,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取由式（21-7）有寿命高于43800 ，故满足寿命要求。（五）静强度计算1.计算轴承静载荷由式（21-13），当量静载荷,由表21-13，32009型圆锥滚子轴承,故2 .验算静强度因,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取。由表21-14，取静

18、强度安全因数。由式（21-14） 故满足静强度要求。 第八节 键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为1 ，齿轮2与中间轴之间的键为键2，齿轮3与中间轴之间的键为键3，齿轮4与输出轴之间的键为键4，输出轴与联轴器之间的键为键5。 键的类型1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：键1：圆头普通平键（a型） b=10mm h=8mm l=28mm 键2：圆头普通平键（a型） b=10mm h=8mm l=28mm键3：圆头普通平键（a型） b=12mm h=8mm l=40mm 键4：圆头普通平键（a型） b=16mm h=10mm l=56mm 键5：圆头普通平键（a型） b=16mm h=10mm l=70mm 键6：圆头普通平键（a型） b=20mm h=12mm l=63mm 2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距t1=89.63nm键2受到的转距t2=89.63nm键3受到的转距t2=347.84nm键4受到的转距t4=347.84nm键5受到的转距t5=1349.9nm键6受到的转距t5=1349.9nm键的材料为钢，轻微冲击，为1