机械设计课程设计带式运输机传动装置1

1、一、设计任务 题目: 带式运输机传动装置 带式运输机传动装置的传动方案结构简图见下图:要求：室内清洁工作、工作平稳、机器成批生产原始数据如下：圆周力f（n）卷筒的直径d（mm）带的速度v（m/s）最短工作年限20002400.894年3班二、选择电动机1、选择电动机类型 按工作要求和工作条件选用y系类三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构， 电压为380v。 2、选择电动机容量工作机的有效功率为 从电动机到工作机的输送带间的总效率为 式中： 弹性联轴器的传动效率 刚性联轴器的传动效率 轴承的传动效率 蜗轮蜗杆的传动效率 卷筒的传动效率 查参考文献2表9.1，取所以 又由机器的工作情况查参考文献

2、1表7.4知所以电动机所需工作功率为 3、确定电动机转速 查参考文献2表9.2，单级蜗轮蜗杆减速器的传动比，而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构简凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机根据电动机类型、容量和转速，查参考文献2表14.1选定电动机型号为y100l2-4。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩y100l2-4314202.22.2 电动机的主要安装

3、尺寸和外形尺寸如下表： 型号habcdefgdy100l2-410016014063286087gkbb1b2haabbhal125122051801052454017614380 所以电动机的轴径为28mm，长为60mm 4、计算传动装置的总的传动比 因为采用蜗轮蜗杆单级减速传动，所以总的传动比为 5、计算传动装置各轴的运动和动力参数 1）各轴的转速 1轴 2轴 卷筒轴 2）各轴的输入功率 1轴 2轴 卷筒轴 3）各轴的输入转矩 电动机轴的输入转矩为 所以：1轴 2轴 卷筒轴 将上述计算结果汇总于下表，以备查用。轴名功率p/kw转矩t/转速n/传动比i传动效率电机轴2.493142010.9

4、91轴2.4681420200.792轴1.95071.010.96卷筒轴1.89271.0三、传动件设计1、蜗轮蜗杆的设计 （1）材料的选择、热处理方式考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度也不太高，蜗杆选用45钢制造，调制处理，齿面硬度为220250hbw；由6m/s故蜗轮轮缘选择铝青铜zcual10fe3，轮芯采用灰铸铁ht200。又因为批量生产，采用金属模制造。 （2）选择蜗杆头数和蜗轮齿数 由参考文献1表7.2知， （3）按齿面疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径 1）由上面的计算值 2）确定载荷系数由参考文献1表7.4知，；假设，取动载系数；因为工作平稳，故取齿向载荷分布系数.所以 3）

5、确定许用接触应力 由参考文献1表7.6查取基本许用接触应力 应力循环次数 故寿命系数 所以 4）确定材料弹性系数 对于青铜或铸铁蜗轮与钢制蜗杆配对是， 5）确定模数m和蜗杆分度圆直径 有参考文献1表7.1，按，选取m=5mm, （4）计算传动中心距a 蜗轮分度圆直径 所以 圆整得a=132mm 所以变位系数 （5）验算蜗轮圆周速度、相对速度及传动效率 显然，与假设相符。取动载系数合适。 由 所以 显然，与假设相符。故蜗轮轮缘选择铝青铜zcual10fe3是合理的 又因为，查参考文献1表7.7,得到当量摩擦角 所以 与原来初始值相符，所以 （6）计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸 采用标准传动，由上面计

6、算得变位系数x=0.1，则普通圆柱蜗杆的主要几何尺寸如下表：名称符号计算公式蜗杆蜗轮齿顶高齿根高全齿高h分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径蜗杆分度圆上导程角蜗轮分度圆上螺旋角节圆直径传动中心距蜗杆轴向齿距蜗杆螺旋线导程蜗杆螺旋部分长度l蜗轮外圆直径蜗轮齿宽齿根圆弧面半径齿顶圆弧面半径齿宽角 （7）热平衡计算 所需散热面积 取油温，周围温度为室温，设通风良好，取散热系数、传动效率，则 若箱体散热面积不足此值，则需加散热片、装置风扇或采取其他散热冷却方式。 （8）选取精度等级和侧隙种类 因为这是一般的动力传动，且，查参考文献2表16.35知，取9级精度，侧隙种类代号为c，即传动9c gb/t 100

7、891988. 2、蜗轮蜗杆的主要参数小结类型材料热处理方式模数齿数（齿头）分度圆直径（mm）齿顶圆直径(mm)齿根圆直径(mm)蜗杆45调质处理52637351蜗轮轮缘zcual10fe3轮芯ht200540200211189四、轴的校核计算1、 蜗杆轴及轴上零件的设计 （1）选择轴的材料 因为传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢，调制处理 （2）初算轴径对于带轮轴端，按扭转强度初算轴径，查参考文献1表9.4得c=106118，考虑轴端弯矩比较小，故取c=106 考虑键槽的影响，取，圆整取=14mm。 （3）选择联轴器 根据传动装置的工作条件拟选用lh型弹性柱销联轴器（g

8、b/t 50141985） 计算转矩为 式中：t联轴器所传递的名义转矩 k工作情况系数。查参考文献1表12.1知：工作机为带式运输机时的工作情况系数k=1.5 所以 根据，查参考文献2表13.1知hl1型联轴器中hl型联轴器能满足传递转矩的要求（）。但其轴孔直径范围，满足不了电动机的轴径要求，故最后确定选hl2型联轴器（）其轴孔直径范围d=2032mm，可满足电动机的轴径要求。所以选择弹性联轴器为所以最终查参考文献2表13.1确定蜗杆轴最小轴径 （4）结构设计 1）确定轴的轴向固定方式 因为两支点间无传动件，跨距不大，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定方式采用两端固定方式。 2）选择滚动轴承类

9、型，并确定其润滑方式 因为轴受轴向力作用，故选用圆锥滚子轴承支承。因为齿轮线速度，齿轮转动时的润滑油足以润滑轴承，故采用油润滑。因为工作环境清洁，油润滑，密封处轴径的线速度较高，故滚动轴承采用唇形密封圈，并在轴上安置档油板，一般取=812mm。 3）轴的结构设计 、轴段 由前面联轴器的设计选择知， 、轴段在确定轴段的直径时，应考虑联轴器的固定和密封圈的尺寸这两个方面。当联轴器右端用轴肩固定时，由参考文献1图9.8计算得轴肩高度相应的轴段的直径。轴段的最终直径有密封圈确定。查参考文献3知，可以选用旋转轴唇形密封圈cb/t 138711992中的轴径为30mm的，则轴段的直径。 、轴段和轴段轴段上

10、安装轴承，其直径既便于轴承安装，又应符合轴承内径系类。先暂取轴承型号为30307c，查轴承手册，内径d=35mm，外径d=80mm，宽度b=21mm，t=22.75mm，c=18mm，定位轴肩直径，轴上安装轴承的定位端面的圆角半径。故轴段的直径。在同一根轴上的两个轴承去相同型号，故轴段的直径 、轴段由于轴承内径和蜗杆的分度圆直径相差较大，故采用铣制蜗杆，故，又因为l=100mm，故取 、确定轴、的长度因为轴段用来安装圆锥滚子轴承和挡油板，而轴承的宽度b=21mm，挡油板的厚度为3mm。所以算得轴段的长度 轴段的长度采用凸缘式端盖，其凸缘厚度e=12mm。为了避免联轴器端面与轴承盖连接螺栓头干涉

11、，并便于轴承盖上螺栓的拆装，联轴器端面与轴承盖之间应该有足够的间距k，取k=18mm。所以得出轴段的长度 、跨距的长度根据画出的图，则轴的支点及受力点间的跨距也随之确定下来。30307轴承力的作用点距离a=18.6mm，取改点为支点，取联轴器轮毂长度中间为作用点，则跨距 （5）键的连接设计联轴器与轴的连接采用a型普通平键连接，查参考文献2表11.27分别为键。完成的结构设计草图如下图所示： （6）轴的受力分析 1）画轴的受力图 2）计算支承反力 蜗杆的圆周力 径向力 轴向力 在水平面上 在垂直面上 轴承1的总支承反力： 轴承2的总支承反力： 3）画弯矩图 在水平面上a-a截面左侧 a-a截面右

12、侧 在垂直面上a-a截面弯矩 合成弯矩，a-a截面左侧： 86006.6nmm a-a截面右侧： 23201.1nmm 4）画转矩图 t=16770nmm（7）校核轴的强度aa截面左侧，因弯矩大，有转矩，故其为危险截面；对于aa截面左侧： 抗弯截面模量为 抗扭截面模量为 式中： d为aa截面轴的直径，51mm 带入数据计算得： 弯曲应力： 抗扭剪力： 因为蜗杆轴为单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故折合系数，则，当量应力对于调质处理的45钢，由参考文献1表9.3可查得， 由参考文献1表9.7可查得显然，故蜗杆轴的aa的左侧的强度满足要求。 （8）校核键连接的强度 联轴器连接处的挤压应力为

13、 式中：d-键连接处的轴径，25mm； t-传递的转矩，16600nmm； h键的高度，7mm； l键连接的计算长度，。 键和轴的材料都为钢，查参考文献14.1得 显然，故强度足够。 （9）校核轴承寿命 查参考文献2表12.4得30307轴承的 1）计算轴承轴向力因为选用的是圆锥滚子轴承，所以轴承既受径向力，又受轴向力，则轴承受力图如下： 轴承i、ii内部径向力分别为： 和的方向如图，与a同向，则,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承1将使轴保持平衡，故两轴的轴向力分别为 又因为 所以只需校核轴承1 2）计算当量动载荷由,查参考文献1表10.13知 因为 所以 当量动载荷为 3）

14、校核轴承寿命 轴承工作温度较低，查参考文献1表10.10得。载荷平稳，查参考文献1表10.11得。轴承的寿命为 已知该传动装置使用5年3班工作制，则预期寿命为 显然，故轴承寿命符合设计要求。 所以轴承2也符合设计要求。2、涡轮轴及轴上零件的设计 （1）选择轴的材料 因为传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢，调制处理 （2）初算轴径对于带轮轴端，按扭转强度初算轴径，查参考文献1表9.4得c=106118，考虑轴端弯矩比较小，故取c=106 考虑键槽的影响，取，圆整取=13mm。 （3）选择联轴器 根据传动装置的工作条件拟选用gy型刚性凸缘联轴器（gb/t 58432003）

15、计算转矩为 式中：t联轴器所传递的名义转矩 k工作情况系数。查参考文献1表12.1知：工作机为带式运输机时的工作情况系数k=1.5 所以 根据，查参考文献2表13.4知gy型联轴器中gy5型联轴器能满足传递转矩的要求（,）。其轴孔直径范围d=3042mm，可满足电动机的轴径要求。 所以选择凸缘联轴器为 所以最终查参考文献2表13.4确定蜗杆轴最小轴径 （4）结构设计 1）确定轴的轴向固定方式 因为两支点间无传动件，跨距不大，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定方式采用两端固定方式。 2）选择滚动轴承类型，并确定其润滑方式 因为轴受轴向力作用，故选用圆锥滚子轴承支承。因为齿轮线速度，齿轮转动时的润

16、滑油不足以润滑轴承，故采用脂润滑。因为工作环境清洁，脂润滑，密封处轴径的线速度较低，故滚动轴承采用毛毡圈密封，并在轴上安置档油板，一般取=812mm。 3）轴的结构设计 、轴段 由前面联轴器的设计选择知， 、轴段在确定轴段的直径时，应考虑联轴器的固定和密封圈的尺寸这两个方面。当联轴器右端用轴肩固定时，由参考文献1图9.8计算得轴肩高度相应的轴段的直径。轴段的最终直径有密封圈确定。查参考文献3知，可以选用毡圈油封密封圈fz/t 920101991中的轴径为35mm的，则轴段的直径。 、轴段和轴段轴段上安装轴承，其直径既便于轴承安装，又应符合轴承内径系类。先暂取轴承型号为30308c，查轴承手册，

17、内径d=40mm，外径d=90mm，宽度b=23mm，t=25.75mm，c=20mm，定位轴肩直径，轴上安装轴承的定位端面的圆角半径。故轴段的直径。在同一根轴上的两个轴承去相同型号，故轴段的直径 、轴段轴段上装有蜗轮，为了便于安装，应大于，且受力较大，故取 、轴段蜗轮右端采用轴肩固定，由参考文献1图9.8计算得轴肩高度相应的轴段的直径。所以取 、确定轴、的长度为方便拆装，铸造机体采用剖分式结构，取机体的铸造壁厚=10mm,轴承旁设凸台，便于安装连接螺栓，螺栓直径=12mm，查参考文献2表4.2，得拆装螺栓所需要的扳手空间c1=18mm，c2=16mm，故轴承座内孔壁至座孔外端面距离 因为要留

18、有挡油板的位置，则，不凡取，又又为了使装配的对称性，在轴段上还应装有套筒，其外径与轴段的外径相同，长度也相等，取所以算得轴段的长度 轴段的长度采用凸缘式端盖，其凸缘厚度e=12mm。为了避免联轴器端面与轴承盖连接螺栓头干涉，并便于轴承盖上螺栓的拆装，联轴器端面与轴承盖之间应该有足够的间距k，取k=18mm。所以得出轴段的长度 、跨距的长度根据画出的图，则轴的支点及受力点间的跨距也随之确定下来。30307轴承力的作用点距离a=20.8mm，取改点为支点，取联轴器轮毂长度中间为作用点，则跨距 （5）键的连接设计联轴器与轴的连接采用a型普通平键连接，查参考文献2表11.27分别为键。蜗轮与轴也采用a

19、型普通平键连接，查参考文献2表11.27分别为键完成的结构设计草图如下图所示： （6）轴的受力分析 1）画轴的受力图 2）计算支承反力 蜗轮的圆周力 径向力 轴向力 在水平面上 在垂直面上 轴承1的总支承反力： 轴承2的总支承反力： 3）画弯矩图 在水平面上a-a截面左侧 a-a截面右侧 在垂直面上a-a截面弯矩 合成弯矩，a-a截面左侧： 82690.8nmm a-a截面右侧： 81809.5nmm 4）画转矩图 t=262000nmm（7）校核轴的强度aa截面左侧，因弯矩大，有转矩，故其为危险截面；对于aa截面左侧： 抗弯截面模量为 抗扭截面模量为 式中： d为aa截面轴的直径，45mm

20、b为键的宽度，14mm t为轴的深度，5.5mm 带入数据计算得： 弯曲应力： 抗扭剪力： 因为蜗杆轴为单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故折合系数，则，当量应力对于调质处理的45钢，由参考文献1表9.3可查得， 由参考文献1表9.7可查得显然，故蜗杆轴的aa的左侧的强度满足要求。 （8）校核键连接的强度 1）联轴器连接处的挤压应力为 式中：d-键连接处的轴径，30mm； t-传递的转矩，262000nmm； h键的高度，7mm； l键连接的计算长度，。 键和轴的材料都为钢，查参考文献14.1得 显然，故强度足够。 2）轴与蜗轮连接处的挤压应力为 式中：d-键连接处的轴径，45mm； t

21、-传递的转矩，262000nmm； h键的高度，9mm； l键连接的计算长度，。 （9）校核轴承寿命 查参考文献2表12.4得30308轴承的 1）计算轴承轴向力因为选用的是圆锥滚子轴承，所以轴承既受径向力，又受轴向力，则,轴承受力图如下： 轴承i、ii内部径向力分别为： 和的方向如图，与a同向，则,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承1将使轴保持平衡，故两轴的轴向力分别为 又因为 所以只需校核轴承1 2）计算当量动载荷文献1表10.13知 因为 所以 当量动载荷为 3）校核轴承寿命 轴承工作温度较低，查参考文献1表10.10得。载荷平稳，查参考文献1表10.11得。轴承的寿命为

22、 已知该传动装置使用5年3班工作制，则预期寿命为 显然，故轴承寿命符合设计要求。 所以轴承2也符合设计要求。 3、蜗轮轴与蜗杆轴参数小结 （1）蜗杆轴 材料热处理方式轴承类型键1蜗轮分度圆直径联轴器45调质处理3030763弹性联轴器lh2弹性联轴器为 （2）蜗轮轴 材料热处理方式轴承类型键1键2联轴器45调质处理30308凸缘联轴器gy5凸缘联轴器为五、减速器的箱体设计 铸件减速器机体结构尺寸计算表机座壁厚 =0.04a+3=8.28 故取=10mm机盖壁厚 蜗杆在下，则=0.85=8.58故取=10mm机座凸缘厚度 b=1.5=1.510=15mm机盖凸缘厚度 =1.5=15mm机座底凸缘

23、厚度 p=2.5=25mm地脚螺钉直径 =0.036a+12=16.752mm 取=16mm地脚螺钉数目 n=4轴承旁联接螺栓直径 =0.75=12mm 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.50.6)=(89.6)mm ,取 联接螺栓的间距 取=140mm轴承端盖螺钉直径 =(0.40.5)=(6.48)mm,取窥视孔盖螺钉直径 =（0.30.4）=(4.86.4)mm 定位销直径 d=（0.70.8)=(11.212.8)mm取d=8mm 至外机壁距离 =18mm至外机壁距离 =16mm至外机壁距离 =22mm至凸缘边缘距离 =16mm至凸缘边缘距离 =14mm轴承旁凸台半径 =16mm凸台高度

24、 h=50.8mm(便于扳手操作为准)外机壁至轴承座端面距离 内机壁至轴承座端面距离蜗轮外圆与内机壁距离 1.2=12mm取蜗轮轮毂与内机壁距离 =10mm，取机盖肋厚 =0.85=0.85mm 机座肋厚 m=0.85=0.85mm轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓距离 尽量靠近，以和互不相干涉为准，取蜗杆轴中心高蜗杆齿顶圆到油池底面的距离浸油深度hh=12个齿高，但不小于10mm六、啮合件及轴承的润滑方法、润滑剂牌号及其装油量1、蜗轮蜗杆润滑 啮合件采用油润滑，采用lcke220蜗轮蜗杆油。装油深入为5565mm。2、 轴承润滑轴承采用滚珠轴承脂zgn692润滑。填入量为轴承空隙

25、的，每隔半年左右补充或更换润滑油一次。七、减速器的附件设计1、窥视孔和窥视孔盖 为了检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，应在机体上设置窥视孔。窥视孔应设置在减速器机体的上部，可以看到所有传动件啮合的位置，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，检查齿轮的失效情况和润滑情况。窥视孔的大小至少应能伸进手去。平时窥视孔用盖板盖住，用m8的螺钉紧固，以防污物进入机体和润滑油飞溅出来。因此盖板下应加防渗漏的垫片。盖板可以用钢板、铸铁或有机玻璃制造。本装置中采用铸铁型的盖板。机盖上安放窥视孔盖的表面应进行刨削或铣削加工。故应有（35）mm的凸台。其简图如下：aa1bb1kh螺栓个数150125100751

26、0075m82242、放油孔及放油螺栓 更换油时，应把污油全部排出，并进行机内清洗。因此，应在机体底部油池最低位置开设放油孔，放油孔的螺纹小径应与机体底面取平。平时，放油孔用放油螺栓和防漏垫圈堵严。为了加工方便，放油孔处的机体外壁应有加工凸台，经机械加工成为放油螺栓头部的支承面，并加封油垫圈以免漏油，封油垫圈可用石棉橡胶板或皮革制成。放油螺塞带有细牙螺纹。由参考文献3p15选用油塞jb/zq 44501980 m181.5。3、油面指示器 油面指示器用来显示油面的高度，以保证油池中有正常的油量。油面指示器一般设置在机体便于观察、油面较稳定的部位。油面指示器有各种类型结构。常见形式有油标尺、圆形

27、油标、长形油标和管状油标等。油标尺，又称杆式油标，由于结构简单，在减速器中应用较多。其上刻有最高和最低油面的刻度线，油面位置在这两个刻度线之间视为正常油量。长期连续工作的减速器可选用外面装有隔离套的游标尺，以便能在不停车的情况下随时检查油面。间断工作或允许停车检查油面的减速器可不设油标尺套。设计时，在不与机体凸缘想干涉，并保证顺利拆装和加工条件下，油标尺的设置位置应尽可能高一些。油标尺可以垂直插入油面，也可以倾斜插入油面，与水平面的夹角不得小于45。由于工作机是4年3班工作，机体进行长时期连续工作，故选择外面装有隔离套的油标尺。由参考文献3p14选用杆式油标m16。4、通气器减速器运转时，由于

28、摩擦生热使机体内部温度升高，若机体密闭，则机体内气压会增大，导致润滑油从缝隙及密闭处向外渗漏，使密闭件失灵。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内的热涨气体自由溢出，达到机体内外的气压平衡，可提高密封的性能。常用通气器有通气螺塞和网氏通气器两种结构形式。清洁环境可选用结构简单的通气螺塞，多尘环境应选用带有过滤网氏的通气。通气器的尺寸规格有多种，应视减速器的大小决定。由于本工作机工作环境是清洁环境，故选择网式通气器。由参考文献3p14选用m363的简易通气器。5、吊耳与吊钩 为了装拆和搬运，应在机盖上设置吊环螺钉或吊耳，基座上设置吊钩。当减速器的质量较大时，搬运整台减速器，只能用机座上

29、的吊钩，而不允许机盖上的吊环螺钉或吊耳，以免损坏机盖和机座连接凸缘结合面的密封性。采用吊环螺钉使机械加工工艺复杂，所以常在机盖上直接铸出吊钩或吊耳。根据该机构的参数选择计算知，本减速器采用剖分式，故在机座上铸造吊钩，在机盖上铸造吊耳。参考参考文献2图4.63和图4.64设计尺寸。则其基本尺寸如下： （1）机盖上吊耳rrcc160104060 （2）机盖上吊钩 bhhrs40362010206、定位销 在剖分式机体中，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓连接后，在镗孔之前，在连接凸缘上应该配有两个定位销。定位销可保证机盖的多次装配都使轴承座孔始终保持制造加工时的位置精度。 通常采用圆锥做定位销，两个定位销相距尽量远一些，常安置在机体纵向两侧的连接凸缘上，并呈非对称布置，以加强定位效果。定位销的直径一般取，式中为机盖和机座连接螺栓的直径。其长度应大于机盖和机座连接凸缘的总厚度