机械设计带式运输机说明书

1、 齐鲁工业大学机械设计大作业（2）课程设计题目： 带式运输机的设计 院 系： 机械工程学院 班 级： 学 号： 姓 名： 李士杰 指导教师： 成 绩： 目 录一、设计任务书1二、传动系统总体设计21传动系统方案的拟定22电动机的选择23传动比的分配54传动系统的运动和动力参数计算.5三、传动零部件的总体设计71高速级斜齿轮传动的设计计算7 2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算.12 3.轴类零件设计18 4. 轴承选择计算29 5.键连接的校核30四、润滑及密封类型选择 31五、减速器附件设计 32轴和轴承装置设计91一、设计任务书设计题目：带式运输机传动装置的设计带式运输机传动示意图如图a所示

2、。已知条件：1、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度，使用折旧期8年；2、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；3、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；4、运输带速度允许误差：±5%；5、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。图a带式运输机传动示意图设计数据题目1234567890输送带拉力F（KN）1.52.22.32.52.62.83.344.54.8输送带速度V（m/s）1.11.11.11.11.11.41.21.61.81.25鼓轮直径D（mm）220240300400220350350400

3、4005001.1方案选择组号：4组设计参数： （1）运输带拉力F (N) =2500N（2）鼓轮直径 D= 400 mm（3）运输带速度V =1.1 (m/s)减速器设计方案：C方案如图（1）所示1.2 传动方案：图（1）二、传动系统总体设计2.1 传动系统方案的拟定2.1.1选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.2将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载

4、荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 电动机的选择2.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他

5、杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.2.2 选择电动机容量(1)工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速 kw r/minr/min kw式中： V -传送速度;D -鼓轮直径;T-鼓轮轴所需的功率(2) 由电动机至工作机的总效率 h<由2 P18 式（2-5）> <由2 P18表2-4>卷筒的传递效率 取= 0.95一对滚动轴承的效率=0.980.995 取= 0.98一对齿轮传动的效率=0.960.98 取= 0.97联轴器的效率=0.990.995 取= 0.99 (3) 电动机所需的输出功率 KW(4) 确定电动机的额定功率Pe

6、d<由2 P196表20-1> 又Ped> Pd 取 P ed= 4 kw2.2.3 电动机额定转速的选择< 由1 P14式（3-4）> 式中: -电动机转速; -高速齿轮的传动比 -低速齿轮的传动比; -工作机的转速<由1 P10表3-1>展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 =840 = 420.42102 r/min2.2.4 确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。 初选方案： <由2 P196表20-1>电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132M1

7、-641000 2.2960 74 2.2.5 电动机的主要参数（1） 电动机的主要技术数据 电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132M1-641000 2.2960 74 （2） 电动机的外形示意图 Y型三相异步电动机（3） 电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y132M1-6 型号尺 寸HABCDEF×GDGADACHDL13221617889388010×8332102753155152.3 传动比的分配2.3.1 理论总传动比 : 电动机满载转速2.3.2 各级传动比的分配 (1)两级齿轮传动的传动比 (2)

8、齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求d2 l - d2h2030 mm。 （由2 P9图2-2）取 ，又 5.02，2.4传动系统的运动和动力参数计算2.4.1 各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为轴，图（1）下侧中间轴为轴，图（1）中间低速轴为轴，图（1）上侧联轴器为 轴，图（1）左下和右上侧 5555555555555555555555555555555555555555555

9、555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555

10、55555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555555(1)电动机 r/min(2)轴 r/mim(3)轴 r/min(4)轴 r/min2.4.2 各轴的输入功率(1)电动机 kw(2)轴 kw(3)轴 kw(4)轴 kw2.4.3 各轴的理论转矩(1)电动机 (2)轴 N·mm(3)轴N·mm(4)轴 = N·mm2.4.4各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(N·mm)电动轴96043.976×104第

11、轴9603.963.670×104第轴1923.761.87×105第轴533.576.433×105三、传动零部件的总体设计1 高速级齿轮传动设计1.1原始数据输入转矩= N·mm小齿轮转速=960 r/min齿数比=由电动机驱动机，工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转。减速器小批量生产，使用期限5年，单班制工作。（设每年工作日为300天）1.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调

12、质 HBS1=220接触疲劳强度极限MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=190接触疲劳强度极限 MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 4 初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z1= 24×5.02=120.48取1205 初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm 1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm齿宽系数 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 区域系数 ， 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径=44.2mm（2）计

13、算圆周速度 2.22m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=8.78（4）计算纵向重合度（5） 计算载荷系数 使用系数 <由1P192表10-2> 根据电动机驱动得动载系数 <由1P194图10-8> 根据v=2.25m/s、 7级精度按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由1P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8、 mm，得 =1.288 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数<由1P197图10-13> 根据b/h=8.78、 齿向载荷分配系数、<由1P195表10-3> 假设，根据7

14、级精度，软齿面传动，得 =1.35×1.09×1.4×1.288=2.653（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 <由图10-28> 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN<由1P206图10-18> 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 （5）计算当量齿数ZV，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS<由1P201表10-5> 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较 < 所以大齿轮的数值大

15、，故取0.0188。2 计算=1.42mm四 分析对比计算结果对比计算结果，取=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=52.09mm来计算应有的 取26 取131需满足、互质五 几何尺寸计算1 计算中心距a将a圆整为162mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2 53.65mm272.4mm4 计算齿轮宽度b=42.92mm圆整后 43mm 48 mm六 验算< 100N /mm 与初设相符 设计符合要求2. 低速级齿轮传动设计2.1原始数据输入转矩= N·mm小齿轮转速=192r/min齿数比=由电动机

16、驱动机，工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转。减速器小批量生产，使用期限5年，单班制工作。（设每年工作日为300天）2.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=220接触疲劳强度极限MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=190接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209 图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由

17、1 P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z4= Z3= 28×3.63= 101.64取1025初选螺旋角二 按齿面接触强度设计计算公式： mm （由P2181式10-21） 1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm齿宽系数 （由1P156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1P217 图10-30）， （由1 P215图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径=73.72mm（

18、2）计算圆周速度 0.74 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=58.976/5.74=10.27（4）计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数 使用系数 <由1P193表10-2> 根据电动机驱动得动载系数 <由1P210表10-8> 根据v=0. 74m/s 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由1P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8、 mm，得 =1.293按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数<由1P198图10-13> 根据b/h=10.27、 齿向载荷分配系数、<由1P

19、195表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =1.35×1.08×1.4×1.293=2.639（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 87.1mm三 按齿根弯曲强度设计 <由1P201式(10-5)>1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.92（3）弯曲疲劳系数KFN<由1P208图10-22> 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 （5）计算当量齿数ZV， ，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS<由1P201表10-5> 得 （

20、7）计算大小齿轮的 并加以比较比较<所以大齿轮的数值大，故取0.01799。2 计算=2.41m四 分析对比计算结果对比计算结果，取=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=99.35mm来计算应有的 取28 取102需满足、互质五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为201mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4 86.58mm315.42mm4 计算齿轮宽度b =69.26mm 圆整后 70mm 75mm六 验算< 100N/mm 与初设相符 ,设计符合要求。齿轮参数汇总表:高速级齿轮齿数分度圆直径d(

21、mm)da(mm)df(mm)精度等级Z12653.6557.6548.657Z2109224.94228.94219.94传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b2(mm)5.02139.3214.27°43低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z32880.486.472.97Z4102315.42321.42307.92传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b4(mm)3.63201314.03°70齿轮结构:齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用实心式。3轴类零件设计3.1 高速轴的结构设计3.1.1高速轴上的功率P、转速n、转矩T

22、P=3.96kwn=960r/minT= N·mm3.1.2估算轴的最小直径高速轴选用材料：45号钢，调质处理。 <由1P366表15-3> 取A 0 =110由于需要考虑轴上的键槽放大,所以d0 =18.69mmI段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性，因此选用弹性柱销联轴器。<由1P347式（14-1）> 得： <由1P347表（14-1）> 得： 工作情况系数 1.5<由2

23、P103表（8-7）> 得： LT2型弹性套柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn560N·m轴孔长度L=44mm孔径d1 =25 mm联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N.m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2LX2 560 63002544 1200.0093.1.3轴的结构设计(几何尺寸)一 高速轴的结构图二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)段与联轴器配合取dI-II=25，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取LI-II=44。(2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩。同时考虑用毡圈油封，<

24、由2P94表7-12>毡圈油封的轴径取dII-III=30mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定取LII-III=50(3)轴肩为非定位轴肩，<由2P70 表6-1初选深沟球轴承>取dIII-IV=35 考虑轴承定位稳定，取LIII-IV=22(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取dIV-V =44m，LIV-V =87(5)轴肩、为非定位轴肩,取dV-VI=46mm，LV-VI=12mm(6)段为齿轮，高速级小齿轮取dVI-VII=50，LVI-VII =48m (7)(8) 轴肩至间安装深沟球轴承为6307取轴端倒角1.5×45，各

25、轴肩处圆角半径R=1.6mm3.1.4高速轴校核1.计算齿轮受力：2.轴的空间受力简图。3.垂直面受力图，弯矩图：4.水平面受力图，弯矩图：5.合成弯矩：6.转矩： 7.扭矩为脉动循环取0.6，轴选择45钢正火，硬度200HBW，B=560MPa。8.校核截面-（C剖面），轴用材料45钢正火，B=53.65mm，-1b=51MPa。由d=53.65mm可得： 此轴强度安全。 3.2中间轴的结构设计3.2.1中间轴上的功率P、转速n、转矩TP=3.76kwn=192r/minT= N·mm3.2.2估算轴的最小直径中间轴选用材料：45号钢，调质处理。 <由1P366表15-3&g

26、t; 取A 0 =110由于需要考虑轴上的键槽放大,所以d0 =31.43mm3.2.3轴的结构设计(几何尺寸)一 、中间轴的结构图二、 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度3.2.4中间轴校核1.计算齿轮受力2.轴的受力空间图图（B）3.垂直面（“XZ平面）受力图，弯矩MV图水平面（XY平面）受力图，弯矩MH图5.合成弯矩图6.转矩图T=187N.m7.扭矩为脉动循环8.校核截面1-1，-（1）轴材料用45钢正火 （2）剖面1-1（B剖面），由d=50mm可得 (3)剖面-（c剖面），由d=50mm得 轴的强度安全3.3 低速轴的结构设计3.3.1低速轴上的功率P、转速n、转矩TP=3.

27、57kwn=53r/minT= N·mm3.3.2估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 <由1P366表15-3> 取A 0 =110由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =47.44mm段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。<由1P347式（14-1）> 得： <由1P347表（14-1）> 得： 工作情况系数 1.5<由2P103表（8-

28、7）> 得： 选用LX4型弹性柱销联轴器LX4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn2500 N·mm轴孔长度L=112 mm孔径d1 =50 mm联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N·m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2LX42500387050841950.1093.3.3轴的结构设计(几何尺寸)一 低速轴的结构图二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)段与联轴器配合，半联轴器d=50mm取dI-II=50，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取LI-II=82(2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右

29、侧设计定位轴肩。同时虑用毡圈油封，<由2P94表7-12>毡圈油封的轴径取dII-III=55mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定取LII-III=55(3)轴肩为非定位轴肩，<由2P70 表6-1初选深沟球轴承>取dIII-IV=60 考虑轴承定位稳定，取LIII-IV=32(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取dIV-V =72m，LIV-V =59(5)轴肩、为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径610mm且保证10mm取dV-VI=85mm，LV-VI=12mm(6)段安装齿轮由低速级大齿轮内径取dVI-VII=75考虑齿轮轴向

30、定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取LVI-VII =68m。 (7)轴肩至间安装深沟球轴承为6012 取dVII-VIII =52m根据箱体结构 取LVII-VIII=58轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接，由2P119表（11-5），取轴端倒角1.5×45，各轴肩处圆角半径R=1.6mm3.3.4低速轴校核1. 计算齿轮受力2. 轴的空间受力图3. 垂直面受力图 弯矩图4. 水平面受力图 弯矩图合成弯矩：5.6. 扭转为脉动循环，取 轴的材料用45钢正火。7. 校核截面C剖面，轴用材料为45钢正火4.轴承选择计算减速器各轴所选用的轴承代号：普通齿轮减速

31、器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承端盖作轴向固定。两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBD1minD2maxramaxI轴600735621441561II轴630840902349811.5轴6012609518678814.1轴承的寿命计算I轴上的轴承6007寿命计算：预期寿命：已知，36549h<44800h故 I轴上的轴承6008须在四年大修时进行更换。II轴上轴承6308的寿命计算预期寿命：已知，51486h>44800h故II轴上轴承6308满足要求。轴上轴承6214的寿命计算 预期寿命：已知110048h>44800h故III轴上的轴承6012满足要求。5. 键连接强度校核I轴上键的强度校核查表得许用挤压应力为I-段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。II轴上键的校核查表得许用挤压应力为II-III段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。III轴上键的校核 查表得许用挤压应力为 I-II段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。 -段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。四 润滑及