带式运输机传动装置2

1、机械设计课程设计计算说明书目 录第一章、设计题目···········································2第二章、电动机的选择·&

2、#183;····································3第三章、计算传动装置的运动和动力参数··········

3、·········5第四章、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计···································74.2直齿圆柱

4、齿轮传动的设计··································114.3减速器高速轴的设计············

5、83;·························144.4减速器低速轴的设计······················&

6、#183;···············194.5滚动轴承和联轴器的选择·······························

7、83;··224.6键的选择与校核··········································24第五章、减速器箱体及附件的设计5.1箱

8、体结构设计············································265.2减速器附件及其结构设计··

9、83;·······························27第六章、设计小结与心得体会················

10、··············30第七章、参考文献··································&#

11、183;·······31第一章、设计题目1.设计题目带式运输机传动装置。传动装置简图如右图所示。（开式齿轮传动啮合点的位置自行确定。）（1） 带式运输机数据 运输机滚筒轴功率P= 4.5KW运输机滚筒轴转速n= 78m/s运输带滚筒直径D= 300mm滚筒轮中心高度H= 300mm（2） 工作条件 用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作 四小时，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳。（3） 使用期限 工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。（4） 生产批量及加工条件小批量生产，无铸造设备。2.设计任务1)选择电动机

12、型号；2)确定开式齿轮传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份4.数据表表1-1 设计数据表P/KW3.23.33.43.54.24.54.85.05.25.55.8n/(r/min)7475747676788084858690H/mm300 第二章 、电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。 2、选择电动机的容量电动机所需功率为 ，工作机所需工作功率Pw为 Pw=4.5Kw。电动机与运输机之间传动装置的总效率； 弹性联轴器效率 ；

13、斜齿圆柱齿轮效率 ； 滚动轴承效率（三对） ；开式齿轮传动效率 ；滚筒效率 ；故总效率 所需电机功率： 根据Y系列电动机技术数据知，选电动机额定功率为5.5。3、确定电动机转速 滚筒轴工作转速 n=78r/min,通常一级斜齿圆柱齿轮传动比范围为 ； 一级圆柱开式齿轮传动比范围为 ； 则总传动比为i=225;电动机转速可选范围为符合这一范围的同步转速有750，1000，1500三种。现以这三种同步转速方案进行比较。 表2 额定功率为7.5kw时电动机选择方案方案电动机型号额定功率/kw同步转速/满载转速 (r/min)1Y132S-45.51500/14402Y132M2-65.51000/9

14、603Y160M2-85.5750/720 经过三种方案的比较，选择方案1，Y132S-4型电动机是最合理的 。第三章、计算传动装置的运动和动力参数1.传动比分配 (1) 传动装置的总传动比要求为:; (2) 分配传动装置各级传动比 电动机和减速器的输入轴是同轴的，故它们之间的传动比为=1；一级斜齿圆柱齿轮的传动比为=4.5; 则开式齿轮传动的传动比为=18.46/4.5=4.1;为电动机轴，高速轴，输出轴，滚筒轴的转速，单位r/min；为电动机轴，高速轴，输出轴，滚筒轴的功率，单位kw；为电动机轴，高速轴，输出轴，滚筒轴的输入转矩。单位；各轴的运动和动力参数计算如下：0轴（电动机轴）5.24

15、kw1440r/min1轴（高速轴）2轴（低速轴）滚筒轴 表3-1 各轴的运动和动力参数轴名参数电动机1轴2轴滚筒轴转速r/min1440144032080输入功率kw5.245.144.944.6输入转矩34.7534.06147.4563.2效率0.990.990.970.96传动比i 1 4.5 4.1第四章、传动零件的设计计算4.1、斜齿圆柱齿轮传动的设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料，齿数及螺旋角。（1）、按传动方案选用圆柱斜齿齿轮；（2）、运输机一般工作速度不高，故可选用7级或者8级精度，这里选择7级精度进行计算。（3）、材料选择。由教材表101选择小齿轮材料为40cr，调

16、质处理，平均硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢，调质处理，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）、初选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为取（5），螺旋角：初步选择螺旋角.2、按齿面接触强度设计由进行试算。（1）、确定公式内的各计算数值a、选定载荷系数 ；b、小齿轮传递的转矩 由前面已计算得；c、由教材表107选取齿宽系数 ；d、由图10-30选取区域系数由图10-26查得 e、由教材表106查得材料的弹性影响系数；f、由教材图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 g、由教材式1013计算应力循环次数 ； ；h、由教材图1019查得接触疲

17、劳寿命系数 ， i、 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式1012得 ； ；则许用接触应力为：（2）、计算a、试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 b、计算圆周速度v c、计算齿宽b d、计算齿高h模数 齿高 e、计算齿宽与齿高之比b/h g、计算纵向重合度h、计算载荷系数k 根据，7级精度，由教材图108查得动载系数由教材表104查得 由教材表1013查得 由教材表102查得使用系数 查教材图1013得 故载荷系数为 h、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材图1010a得 i、计算模数 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由公式 进行设计 （1）、确定公式内的各

18、计算数值 a、计算载荷系数 b.根据纵向重合度=1.9.6，=0.88；计算当量齿数；由教材图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 c、由教材图1018查得弯曲疲劳寿命系数 d、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 ，由式1012得 ； e、查取齿型系数，由教材表105查得 f、查取应力校正系数，由教材表105查得 g、计算大小齿轮的并比较 ； 。 大齿轮的数值大（2）、设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模

19、数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算得的模数1.5m按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数： ；则取=27；则大齿轮的齿数为 ：； 即取； 这样设计出的齿轮传动即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）、分度圆直径；（2）、计算中心距圆整到115mm. （3）、计算齿轮宽度取， ；4.2、直齿圆柱齿轮传动的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）、按传动方案选用直齿圆柱齿轮；（2）、选用7级精度；（3）、材料选择。由教材表101选择小齿轮材料为40cr，调质处理，平均硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢，调质处理，硬

20、度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）、初选小齿轮齿数，则大齿轮数；2、按齿面接触强度设计由进行试算。（1）、确定公式内的各计算数值a、选定载荷系数 b、小齿轮传递的转矩 由前面已计算得c、由教材表107选取齿宽系数 d、由教材表106查得材料的弹性影响系数 e、由教材图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 f、由教材式1013计算应力循环次数 f、由教材图1019查得接触疲劳寿命系数 ， g、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式1012得（2）、计算a、试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 b、计算圆周速度v

21、c、计算齿宽b d、计算齿高h模数 齿高 e、计算齿宽与齿高之比b/h f、计算载荷系数 根据，7级精度，由教材图108查得动载系数 ， 由教材表102查得使用系数 由教材表104查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 由，。查教材图1013得 故载荷系数为 g、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材图1010a得 h、计算模数m 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由公式 进行设计 （1）、确定公式内的各计算数值 a、由教材图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 b、由教材图1018查得弯曲疲劳寿命系数 c、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 ，由式10

22、12得 ； d、计算载荷系数 e、查取齿型系数，由教材表105查得 f、查取应力校正系数，由教材表105查得 g、计算大小齿轮的并比较 ； 大齿轮的数值大。（2）、设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算得的模数2mm,按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：；则大齿轮的齿数为 这样设计出的齿轮传动即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）

23、、分度圆直径；（2）、计算中心距（3）、计算齿轮宽度取， 4.3、减速器高速轴的设计1、轴上的功率 2、作用在齿轮上的力。小齿轮分度圆的直径 。 圆周力径向力轴向力的方向如图4-3所示。3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45调质钢，根据表153，取输出轴的最小直径是安装连轴器处轴的直径 与连轴器的孔径相适应，故需同时选择连轴器的型号。连轴器的计算扭矩，查表141，取，按照计算扭矩应小于连轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002,选取LT4型弹性套柱销连轴器，其公称直径转矩为，连轴器的孔径为=20mm，取，连轴器的长度为，连轴器与轴配合的轮毂长度为4、轴的结构设计拟定轴上零件的

24、装配方案，如图所示 图41 轴上零件装配与轴的结构示例5、根据轴的轴向定位要求确定各段的直径和长度。（1）为满足联轴器的定位要求，12轴段左端需制一轴肩，故取23轴段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径去挡圈直径，联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在联轴器的端面上，故12的长度应比略短些，现取。（2）初步选择滚动轴承滚动轴承应有轴向力和颈向力的作用，故选择深沟球轴承，参照工作要求，,所以初选深沟球轴承6206。尺寸为 所以 ,。（3）轴承端盖的总宽度为，根据轴承盖的装拆便于对轴承添加润滑油的要求，轴端盖与联轴器左端面间的距离，所以。（4）左端滚动轴承采用轴肩定位，

25、由手册查得6206型轴承的定位高度，因此，取.。（5）安装齿轮处的轴段45的直径，根据齿轮宽度取。（6）以2轴（中间轴）做参照，按几何关系可得 ； 考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸 已知滚动轴承宽度B=16mm，则;至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.6按许用弯曲应力校核轴强度（1） 轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置； ； 。（2） 轴的受力图，见下图： 图4-2 高速轴的总体受力图 图4-3 高速轴水平面受力分析图图4-4 高速轴水平面受力扭矩图 图4-5 高速轴竖直面受力分析图 图4-6 高速轴

26、竖直面受力扭矩图图4-7 高速轴总体扭矩图图4-8 高速轴总体转矩图（3）计算轴上的作用力 ； ;T=39Nm;表4-1 高速轴危险截面的分析载荷水平面H垂直面V支反力， ，弯矩M 总弯矩扭矩TT=39Nm根据第三强度理论进行校核：故前面设计合理，尺寸能够满足要求。4.4、减速器低速轴的设计图4-9 中间轴简图1.各轴段的直径的确定（1）各轴段的直径的确定 ;（2）各轴段长度的确定 ; ; ; ; ;.2. 按许用弯曲应力校核轴强度(1)由上述对高速轴的计算，同理计算轴上作用力； 。(2)轴的受力图，见下图 .图4-10 输出轴的总体受力图 图4-11 输出轴水平面受力分析图 图4-12 输出

27、轴水平面受力扭矩图 图4-13 输出轴竖直面受力分析图图4-14 输出轴竖直面受力扭矩图图4-15 输出轴总体转矩图(3)计算轴上的作用力； ;根据第三强度理论进行校核：故前面设计合理，尺寸能够满足要求。4.5、滚动轴承和联轴器的选择1. 高速轴上滚动轴承的选择由前计算，轴承承受径向力；轴向载荷轴承的工作转速；装轴承处的轴颈直径可在2735mm范围内选择，运转时有轻微冲击，预算寿命为，试选择轴承型号。，.；。2. 验证轴承寿命是否合格(1)求比值根据表13-5，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时(2)初步计算当量动载荷p，根据得：按照表13-6，取。按照表13-5，x=0.56，y值在已知

28、型号和基本额定静载荷后才能求。现先选一近似中间值，取y=1.5，则 (3) 根据式（13-6），轴承应有的基本额定动载荷值(4)按照轴承样本或设计手册选择C=19500N的6206轴承。 根据C=19500查得C0=11500N。(5)求当量动载荷P (6)验算6206轴承的寿命由公式，其中；代入数据验算得 ；所以，该轴承能满足要求。3. 联轴器的选择根据工作要求，为了隔离振动与冲击，高速轴选用弹性柱销联轴器。考虑转矩变化小，查教材（表141），取 ，则，该轴的转速为 ，查标准，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，许用转速，故适用。4. 滚子轴承的选择由前计算，轴承承受径向力；轴向载荷轴承

29、的工作转速；装轴承处的轴颈直径可在3745mm范围内选择，运转时有轻微冲击，预算寿命为，试选择轴承型号。(1)求比值根据表13-5，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时(2)初步计算当量动载荷p，根据得：按照表13-6，取。按照表13-5，x=1，y=0。则 (3) 根据式（13-6），轴承应有的基本额定动载荷值所以，该30308轴承能满足要求。4.6、键的选择与校核1、高速轴上键的选择与校核选择A型普通平键，。查表61（教材），初选键 键宽 ，键高 ，键长 。查表62（教材），键的许用挤压应力取为。由公式 校验，其中键的，键的工作长度，传递的转矩，代入得：，则键的挤压强度满足要求标记为：

30、键2、 中间轴的键的选择与校核选择A型普通平键1）高速级大齿轮处 ，查教材表61，选键，则，代入得：，则键的挤压强度满足要求标记为： 键2） 低速级小齿轮处 ，选键，。则键的接触高度，键的工作长度，传递的转矩，代入得：，则键的挤压强度满足要求标记为： 键3、 低速轴键的选择与校核选择A型普通平键1）低速级大齿轮处 ，查教材表61，选键，则，代入得：，键的挤压强度满足要求标记为： 键2）与联轴器联结处键的选择，查教材表61，选键，则，代入得：，键的挤压强度满足要求标记为： 键第五章、减速器箱体及附件的设计5.1、箱体结构设计参考课程设计书上的参数，可计算出尺寸如下表：名称符号减速器型式及尺寸关系

31、箱座厚度8mm箱盖厚度8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度b 12 mm箱座底凸缘厚度 20 mm箱座上的肋厚m6.8mm箱盖上的肋厚6.8mm地脚螺栓直径M16地脚螺栓数目n4地脚螺栓螺栓通孔直径20mm螺栓沉头孔直径36mm地脚凸缘尺寸25mm22mm轴承旁螺栓直径M10轴承旁螺栓螺栓通孔直径13.5mm螺栓沉头孔直径36mm剖分面凸缘尺寸 20mm定位销孔直径8mm轴承旁凸台半径18mm轴承旁凸台高度h60mm箱体外壁至轴承座端面距离K 42mm剖分面至底面高度H250mm上下箱联结螺栓直径M8上下箱螺栓螺栓通孔直径9mm螺栓沉头孔直径20mm剖分面凸缘尺寸15mm12mm表5-1箱体基本数据图5.2、减速器附件及其结构设计 (1)油标如左图杆式油标，螺纹直径选为M16，则相应系数为：第32页 图5-1油标简图 (2)放油孔油塞 如图21放油螺塞的直径取为，则相应的其他参数为： 图5-2油塞简图 （3）起吊装置 图5-3吊耳简图a、箱盖上的吊耳 箱盖上的吊耳结构如左图22所示，其中 取 取 取 b、箱座上的吊钩 箱座上的吊钩尺寸的选择参照吊耳，则其中 ， 取 （4）润滑1、 由于滚