带式输送机传动装置机械设计课程设计说明书

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置 学院（系）：机械工程学院 年级专业：2011级轧钢一班 学 号：110101010367 学生姓名： 刘晓 指导教师： 周玉林 目 录一. 传动方案.1二. 电动机的选择及传动比确定.21性能参数及工况.22电动机型号选择.2三运动和动力参数的计算.2-31.各轴转速.32.各轴输入功率.33.各轴输入转距.3四传动零件的设计计算.31蜗杆蜗轮的选择计算.3-72斜齿轮传动选择计算.7-12五轴的设计和计算121.初步确定轴的结构及尺寸.12-172二轴的弯扭合成强度计算.17-20六滚动轴承的选择和计算21-22七键连接的选择和计算22

2、-23八、联轴器的选择23九减速器附件的选择24十润滑和密封的选择24十一拆装和调整的说明24十二.主要零件的三维建模.25-27十三.设计小结.27十四参考资料.28 设计及计算过程结果一传动方案的拟定本设计要求设计一台应用于带式输送机上的二级减速器，原动机为三相异步电动机，工作机为卷筒。输送机用于煤场，选用闭式齿轮传动，对于传动比较大的减速器，利用蜗轮蜗杆的大传动比可以使减速器尺寸结构紧凑，为提高承载能力和传动效率将蜗轮蜗杆传动布置在高速级，低速级用斜齿圆柱齿轮传动，可提高减速器的平稳性。初步估算蜗杆分度圆圆周速度，v= 45 m/s，采用蜗杆下置。整体结构如图1所示： 图1 传动机构简图

3、二电动机的选择及传动比确定1性能参数及工作状况运输机皮带牵引力：f=1829n 皮带速度：v=0.37m/s滚筒直径：d=0.32m 使用地点：煤场生产批量：中批 载荷性质：中等冲击使用年限：五年一班 2电动机型号选择选择电机类型：按工作要求和工作条件，选择y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构。确定电机容量：运输机所需工作功率：其中为卷筒效率（不包括轴承），取电机输出功率，其中为传动装置总效率， 设计及计算过程结果联轴器效率1=0.99，轴承效率2=0.98 ，一对斜齿轮啮合传动效率3=0.97，蜗轮蜗杆啮合传动效率4=0.80，可得减速器总效率为 选择电动机转速：工作机输出转速电机转

4、速一般情况下，蜗杆齿轮减速器传动比为1560， 符合该范围的同步转速有750r/min，1000 r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等因素，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机，型号为y90l-6，主要性能如下：表1 电动机主要性能参数电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）y90l-61.110009102.02.2三运动和动力参数的计算1.运动和动力学计算y90l-6电机满载转速=910r/min 总传动比 蜗杆齿轮减速器一般可取齿轮传动的传动比 取 ，则各轴转速轴 pd=1.01kwy90l-6传动比i1=20i2=2.06轴

5、轴 工作机轴2.各轴输入功率：p0=1.01kwp1=p01=1.010.99=0.99 kwp2=p124=0.990.980.80=0.78 kwp3=p223=0.780.980.97=0.73 kwp4=p312=0.730.980.99=0.71 kw3.各轴输入转矩：电机输出转矩：t0=9550p0/nm=95501.01/910=10.60nmt1=9550p1/n1 =95500.99/910=10.39 nmt2=9550p2/n2=95500.78/45.5=163.71 nmt3=9550p3/n3 =95500.73/22.09=315.60 nmt4=9550p4/n

6、4 =95500.71/22.09=306.95 nm运动和动力参数计算结果整理于下表：运动及动力参数 项目 参数电机轴轴轴工作机轴n/(r/min)91091045.5022.0922.09p/(kw)1.010.990.780.730.71t/(nm)10.6010.39163.71315.60306.95i1.0020.002.061.000.990.780.950.97四传动零件的设计计算1蜗杆蜗轮的传动设计（1）选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度等级考虑到蜗杆传递功率不大，速度不高，故蜗杆选45号钢，调质处理，表面硬度45hrc，选用普通的阿基米德蜗杆。蜗轮轮缘选用铸造锡青铜zcusn10

7、pl，砂型铸造，。蜗轮轮心选用q235，砂模铸造。初选8级精度。（2）确定蜗杆头数和蜗杆齿数根据蜗轮蜗杆传动比i1=20，选取蜗杆头数z1=2，则蜗轮齿数z2=i1z1=220=40（3）按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。计算公式载荷系数k=kakkv =1 x1.05 x1=1.05查机械设计课本表7-6得载荷平稳ka =1.0，稳定载荷取k=1，设蜗轮圆周速度v23m/s，取kv =1.1查机械设计课本表7-7得9.47cos=9.26 弹性系数 ze= 155.0 参照表7-9得应力循环次数（五年一班，一年计300

8、天）：将数据代入上式可得由，参照机械设计表7-4查得：时的m,d1,q值未知，故初选m=5mm, d1=40mm, q=8.000 (4).确定精度等级蜗杆头数z1=2蜗轮齿数z2=40=170.71mpa=872.50m=5mmd1=40mmq=8.000蜗杆导程角蜗轮圆周速度与上述假设相符。 滑动速度根据机械设计表7-1选择9级精度。(5).按弯曲疲劳强度校核许用弯曲应力据表7-9知，软齿单面受力时,由表7-2查得因蜗杆硬度45hrc,需乘系数1.25。弯曲应力计算当量齿数齿形系数yf：据表7-8用插入法求得yf=1.70螺旋角系数由蜗轮轮齿弯曲疲劳强度校核公式校核：符合安全条件。=14.

9、04=44.62mpa=11.47mpa效率计算啮合效率据表7-10查得，搅油效率取0.99，滚动轴承效率取0.99/对总效率复核热平衡计算箱体体积工作油温t （安全）减速器用于室外，箱体散热系数。(6)计算中心距蜗轮分度圆直径,蜗杆分度圆直径传动中心距中心距为整数，不需圆整，故变位系数（7）其他传动尺寸的确定啮合总效率=0.84工作油温t=39.07蜗轮分度圆直径d1=40mm蜗杆分度圆直径d2=200mm中心距a=120mm齿顶高 全齿高 1）、蜗杆齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗杆螺旋部分取b1=64mm蜗杆轴向齿距 蜗杆螺旋线导程 2）、蜗轮喉圆直径 齿根圆直径 蜗轮外径 喉圆母圆半径 齿宽

10、 取 2齿轮传动设计（1）选择材料、热处理方式及精度等级传动类型：斜齿圆柱齿轮传动直齿圆柱齿轮用于平行轴传动，齿轮啮合与退出时沿齿宽同时进行，易产生冲击、震动和噪音。斜齿圆柱齿轮除可用于平行轴传动，还可用于交叉轴传动。特点是重合系数大，传动平稳，齿轮强度高，适用于重载荷。根据工程需要，综合上述直齿和斜齿圆柱齿轮的特点，选择斜齿圆柱齿轮传动更合适。选择精度等级：通常情况下，齿轮传动的精度等级为7-9级，本设计蜗杆齿轮减速器为一般性设备，初选8级精度，按gb/t 10095。蜗杆螺旋部分b1=64mm蜗轮齿宽b2=35mm材料及热处理方式：根据成本低、工艺性好、粉尘工作环境、使用年限长等条件，并结

11、合表6-3选材：小齿轮：45钢，调质处理，hb1=250hbs大齿轮：45钢，正火处理，hb2=200hbs hb=hb1-hb2=250-200=50hbs (合适)部分参数的确定螺旋角：一般可取8-15，初选=10选取齿数：小齿轮齿数，取=23 大齿轮齿数，圆整取=50实际齿数比 齿数比误差为 （在工程误差允许范围内）按齿面接触疲劳强度设计齿宽系数：根据表6-7，两轴承相对小齿轮作不对称分布，=0.7-1.15，取=0.7确定公式中各未知参数载荷系数k 根据表6-4，动力机为电动机，均与平稳；工作机为带式输送机，均匀平稳，取=1.00初选8级精度，按表6-21估算圆周速度为则，由图6-11

12、（b）查得=1.07小齿轮齿数z1=23大齿轮齿数z2=50齿间载荷分配系数总重合度端面重合度纵向重合度由图6-13查得由图6-17查得=1.07转矩由图6-19查得节点区域系数重合度系数，取=1则螺旋角系数 弹性影响系数（由表6-5查取）由图6-27（c）查得接触疲劳极限应力由图6-27（b）查得大齿轮接触疲劳极限应力应力循环次数由图6-25查得：,(允许一定点蚀)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1取试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度修正载荷系数按，由图6-11（b）查得校正试算的分度圆直径计算法向模数，圆整取=4应力循环次数n1=3.276n2=1.61法向模数计算中心距

13、，圆整取=150mm按圆整后的中心距修正螺旋角：计算分度圆直径计算齿轮宽度，圆整取=68mm，=62mm按齿根弯曲疲劳强度校核重合度系数螺旋角系数计算当量齿数查取齿形系数：由图6-21查得，查取应力修正系数：由图6-22查得，中心距a=120mm螺旋角分度圆直径d1=97.30mmd2=203mm齿宽b1=68mmb2=62mm查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数据图6-28，由（c）图查得 由（b）图查得由图6-26查得：大、小齿轮的弯曲疲劳寿命系数=1计算弯曲疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1由齿轮的许用应力计算公式求得：由斜齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核公式校核：（安全） （安全

14、）五轴的设计和计算1.初步确定轴的结构及尺寸（1）蜗杆轴设计及计算蜗杆轴与蜗杆材料一致选择45号钢调质处理，考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承，一个深沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构设计如下图： 图2 蜗杆轴结构设计1） 估算轴颈d轴设计公式，取c=107，=116.54mpa=109.54mpa，取=20mm轴颈上有单键，轴颈需增大3%，考虑到蜗杆轴刚度较小，需增大轴径，取减速器有中等冲击载荷，故选择弹性套柱销联轴器，由机械设计指导手册表15-4选择lt3联轴器。2）计算、该段轴与轴承端盖相连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值

15、，所以取=23mm，需伸出端盖1520mm，由作图决定，作图后的=30mm。3）计算、 该段与圆螺母配合，圆螺母为标准件，取=25mm，=16mm。4）计算、该段与轴承配合，根据轴承内径，选取=30mm，因蜗杆轴既承受径向力又承受轴向力，故选择滚动轴承中的 角接触球轴承，型号为7206c，长度为两个轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板及两个轴承之间的套筒，故=53mm。5）计算、该段主要用于固定溅油板，取=37，其厚度为8mm，所以取=6mm。6）计算、该段用于轴向固定溅油板，所以取=40mm，=6mm。7）计算、该段为蜗杆轴段，由蜗杆结构决定，考虑到蜗轮安装位置要关于箱体对称及蜗轮齿

16、顶应距离箱体的距离，取，由作图决定，取。8）计算、和、考虑到蜗杆轴的对称性，、分别与、相等，其对应轴段长度也应相等。9）计算、该段与轴承配合，所选轴承为深沟球轴承，型号为6206，轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，取10）计算、该段用于固定圆螺母，与相同，取，。（2）二轴设计计算 选用45号钢调质处理，hb=240，轴的结构设计如图3所示。 图3 二轴结构设计初算轴头1）按需用切应力初算段与蜗轮配合，承受弯矩，c取107考虑到轴上有单键，需增大轴径3%， 考虑到轴承内径为标准值，取取决于蜗轮轮毂宽度，取，考虑到轴肩定位，所以取2）计算、该段轴与轴承配合，所以取，轴承受轴向力和径向力

17、，选择角接触球轴承，型号为7206c，宽度为16mm，蜗轮轮毂端面距离箱体内壁取12mm，挡油环宽度10mm，考虑到轴间定位，取3）计算、轴段为过渡段，与之间的过渡轴间为定位轴间承受轴向力，取，轴段用于固定小齿轮，考虑到段用于固定轴承，取。小齿轮宽度，取，的长度影响到蜗杆轴承座与大齿轮是否干涉，由作图决定。段用于固定轴承，与相同，取。（3）3轴设计计算轴的材料选用常用的45钢，调质处理hb=240轴的结构设计如下图：1）初算轴头按需用切应力初算段直接与联轴器相连，取c=107，考虑到轴上有键槽，需增大轴径，取，联轴器的计算转矩,中等冲击条件取工作状况系数,则，由手册表15-4选择lt8联轴器，

18、考虑到与联轴器的配合，取，。 2）计算、 该段轴用于安装轴承端盖，起定位作用，采用毛毡圈密封，需考虑密封圈内径为标准值，取，需伸出端盖1520mm，且要考虑到联轴器安装的方便性，由作图决定尺寸。3）计算、段与轴承配合，取，选用角接触球轴承，型号为7210c，宽度20mm，挡油环长度10mm，伸出箱体内壁13mm，取2mm，为起轴向固定作用，轴端面与轴承端面留有13mm距离，取2mm。得。4）计算、到过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，同时考虑到段轴尺寸过大时会与蜗轮齿顶发生干涉，应留有1015mm距离，取，长度由作图决定，得。5）计算、到过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取，该段用于固定大齿

19、轮，大齿轮宽度，取。6）计算、段用于安装轴承，轴承型号与段相同，故，大齿轮要和小齿轮啮合传动，按小齿轮位置确定大齿轮位置，通过作图可得。2安全系数法校核二轴强度二轴转速，传递的功率转矩，小齿轮分度圆直径，蜗轮分度圆直径小齿轮受力：圆周力径向力轴向力蜗轮受力： 轴向力圆周力ft1=3509nfr1=1295nfa1=595nfa2=519nft2=1662nfr2=605n径向力由此可画出二轴的受力图计算轴承反力水平面由以上两式求得（负号表示与图示方向相反） 由以上两式求得画出水平面弯矩图，垂直面弯矩图和合成弯矩图画出轴的转矩t图，t=163714初步分析截面有较大的应力和应力集中，下面对截面进

20、行安全系数校核。轴材料为45钢调质，查得，。由表10-5可求得疲劳极限=-691n=1210n=2956n=2215n由式，得，求截面的应力 弯矩，求截面的有效应力集中系数 因在此截面处有轴直径变化，过渡圆角半径，其应力集中可由表10-9查得，由查得，求表面状态系数及尺寸系数、 由表10-13查得。由表10-14查得 求安全系数弯矩作用下的安全系数转矩作用下的安全系数设为无限寿命，取则综合安全系数结论：根据校核，该截面足够安全。安全系数s=6.3六二轴滚动轴承的选择和寿命计算(1).轴承的选择因轴既承受轴向载荷又承受径向载荷，选择角接触球轴承，根据轴直径确定轴承用深确定轴承型号为7206c，主

21、要参数如下： ；基本额定静载荷 基本额定动载荷 脂润滑极限转速 计算内部轴向力：由表11-4知，7206c型轴承接触角（ 轴有向右运动趋势，轴承“放松”，轴承“压紧” 计算当量动载荷 ，载荷性质为中等冲击，取，取，取，计算寿命（符合生产条件要求）七键联接的选择和计算1.各轴上键型号的选择蜗杆轴键槽部分轴径为，选择普通圆头平键键 631 gb 1096，材料为q255a二轴两端键槽部分的轴径为35mm，选择普通圆头平键蜗轮 键 1048 gb 1096，材料为q255a小齿轮 键 1060 gb 1096，材料为q255a三轴外伸部分的轴径为45mm，选择普通圆头平键键 1462 gb 1096

22、，材料为q255a大齿轮处轴径为55mm，选择普通圆头平键键 1654 gb 1096，材料为q255a2键的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，载荷性质为中等冲击载荷，查表3-1得，钢材料在中等冲击载荷下的许用压强动联接所能传递的转矩其中为轴的直径；为键的高度；为键的接触长度蜗杆轴上键的强度计算轴承寿命83年(强度通过)八、联轴器的选择1.电动机与输入轴之间：考虑到中等冲击载荷，为了减小启动转矩，减小转动惯量和良好的减震性能，采用弹性柱销联轴器。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，查得轴外伸直径。联轴器的计算转矩,中等冲击条件取工作状况系数,则结合

23、外伸轴颈和计算转矩，选lt3型弹性套柱销联轴器，公称转矩为。2.输出轴与卷筒轴之间：输出轴外伸直径，联轴器计算转矩，选择lt8联轴器，公称转矩为九减速器附件的选择窥视孔盖 窥视孔盖的规格为140100mm。箱体上开窥视孔处设有凸台，凸台高度5mm，孔盖与箱体的接触表面机械加工，并加垫片密封，盖板材料为q235a钢，用6个m6全螺纹螺栓紧固。通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，不利于密封，故在窥视孔盖上安装通气器，使箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到煤场的工况，选择夹有纱网的联轴器，以防灰尘进入机体内。启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有

24、水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。本设计中选用内六角圆柱头螺钉。定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销型号为。吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖铸出吊环，并在箱座上铸出吊钩。考虑到机体安装后会有偏重，所以在箱体两侧都铸出吊钩。油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定油面面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有

25、螺纹部分的杆式油标尺。放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。本设计中选用外六角螺塞。十润滑和密封的选择润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，因蜗杆分度圆浸不到油，故安装甩油环。大、小斜齿圆柱齿轮采用浸油润滑，因大齿轮浸不到油，所以安装甩油轮，甩油轮材质选尼龙。润滑油选用蜗轮蜗杆润滑油。蜗杆轴的轴承采用稀油润滑，其他轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速，选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的。密封说明检查减速器剖分面、

26、各接触面及密封处，均不允许漏油，剖分面允许涂密封油漆或水玻璃，不允许使用任何填料；轴伸处密封应涂上润滑脂，对橡胶油封应按图示位置安装。十一拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，蜗杆副传动按齿高接触斑点不小于55%，按齿长接触斑点不小于50%，当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置，也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。本设计中应调整轴承轴向间隙：30为0.030.05mm，50为0.040.07mm。十二减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁