課程設計 帶式運輸機傳動裝置的設計

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1、機械設計課程設計說明書 設計名稱 帶式運輸機傳動裝置的設計 設計時間 2009 年 3-5 月 系 別 機電工程系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 姓 名 指導教師 2009 年 5 月 14 日 帶式運輸機傳動裝置的設計 目錄 一、 設計任務書 .1 二、 傳動方案的擬定 .2 三、 電動機的選擇和計算 .2 四、 整個傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的選擇與計算 .4 五、 傳動零件 的設計計算 .4 六、 聯(lián)軸器的選擇和軸的設計計算 .32 七、 滾動軸承的選擇 .32 八、 鍵連接的選擇 .34 九、 潤滑方式及其密封形式的選擇 .34 十、 箱體及其附件設計 .34 十一、其他， 如裝

2、配、拆卸、安裝、使用與維護 .36 十二、參考資料 .36 十三、總結(jié) .37 十四、附圖 .38 0 一、 設計任務書 1. 題目： 設計帶式運輸機傳動裝置 已知條件：（1）運輸帶工作拉力 ；NF60 （2）運輸帶工作速度 ；smv7. （3）滾筒直徑 ；D3 （4）工作機傳動效率 ；96.0w （5）輸送帶速度允許誤差為5%； （6）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； （7）工作環(huán)境：室內(nèi)工作，濕度和粉塵含量為正常狀態(tài)，環(huán)境最 高溫度為 35 度； （8）要求齒輪使用壽命為 10 年（每年按 300 天計） ； （9）生產(chǎn)批量：中等。 （10）動力來源：電力，三相交流，電壓 38

3、0V。 傳動方案：如圖 1 所示。 設計工作量：（1）建立組成減速器的各零件的三維模型及減速器裝配模型； （2）減速器裝配圖 1 張（A0 或 A1 圖紙） ； （3）零件工作圖 1 張（同一設計小組的各個同學的零件圖不得 重復，須由指導教師指導選定） ； （4）設計計算說明書 1 份。 帶式運輸機傳動裝置的設計 1 圖 1 二、 傳動方案的擬定 對于本次課題的要求，決定采用應用廣泛的可傳遞兩平行軸均速運動的圓柱齒 輪。傳動方案為二級齒輪傳動，采用閉式齒輪傳動，可得到良好的潤滑和密封，能 適應在繁重以及惡劣的條件下長期式作，使用維護方便。 三、 電動機的選擇和計算 (一) 電動機的選擇 1.

4、電動機類型的選擇 根據(jù)動力源和工作條件，選擇 Y 系列三相異步電動機。 2. 電動機功率的選擇 工作及所需的有效功率為： ,其中 為工60.74.3519WFvPKwW 作機傳動效率。為了計算電動機所需功率 ，需確定傳動裝置總效率 。設各效率分W 別為: （V 帶） 、 （8 級閉式齒輪傳動） 、 （滾動軸承） 、 （彈性聯(lián)軸器） 。由表12 34 2-2 查得: ； ; ; ;則傳動裝置的總效率為：0.95.730.984. 帶式運輸機傳動裝置的設計 2 3223140.9570.98.0.3 電動機所需功率為： ，45.2.dFvPKw 由表 16-1 選取電動機的額定功率為 。 3. 電

5、動機轉(zhuǎn)速的選擇 選用常用同步轉(zhuǎn)速 1000r/min 和 1500r/min 兩種作對比。 工作機轉(zhuǎn)速： 6010.7min4.586in3.4wvnrrD 總傳動比 ，其中 為電動機的滿載轉(zhuǎn)速。mi 現(xiàn)將兩種電動機的有關數(shù)據(jù)列于表比較 表 1 兩種電動機的數(shù)據(jù)比較 方案 電動機型號 額定功率/ kW 同步轉(zhuǎn)速 /（r min ） 滿載轉(zhuǎn)速 /（r min ）1 總傳動比 i 1 Y132M2-6 5.5 960 1000 21.531 2 Y1632S-4 5.5 1400 1500 32.297 由上表可知為了能夠合理分配傳動比，使傳動裝置結(jié)構緊湊，決定選擇方案 2。 4. 電動機型號的確

6、定 根據(jù)電動機的功率和同步速率，選定電動機型號為 Y132S-4。 (二) 傳動比的分配 現(xiàn)總傳動比 選 V 帶的傳動比為 ;32.97i。 12.5i 減速器傳動比 ；考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大1./.98fi 齒輪應有相近的浸油深度。兩級齒輪減速器高速級傳動比 與低速級傳動比 的比值為2i3i 1.3 即 1.3 則 = ; 。2i32i.3214.0fi3.152f 帶式運輸機傳動裝置的設計 3 四、 整個傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的選擇與計算 1. 各軸轉(zhuǎn)速的計算 12340min/.5i76min7698140.5./.2i92i4IIIVIwnrrrinr 2. 各軸輸入功率的計算

7、12345.0.95.8487.73.509.nIdIIVIPKKw 3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 950950.2143.8187624.3.5.60995950504.nnmIIIIIVVTPNmNTn.7 將各軸的運動和動力參數(shù)列于下表 表 2 各軸的運動和動力參數(shù) 軸號 轉(zhuǎn)速/（r min ）1功率/kw 方案/N m傳動比 電動機軸 1440 5.252 34.831 576 4.9894 82.724 140.556 4.743 322.260 44.592 4.509 965.665 44.592 4.374 929.472 2.5 4.098 3.152 1 五、 傳動零件的設計計

8、算 (一) V 帶傳動的設計 注：本設計采用高等教育出版社出版的機械設計講述的計算方法。有關設計計算公 帶式運輸機傳動裝置的設計 4 式、圖表、數(shù)據(jù)引用此書。 1. 確定計算功率 dP 已知額定功率 ； ； 。由所引用教材表 5-6 查5.kW1460minnr12.5 得工作情況系數(shù) ,則 。12AK.6dAkW 2. 選取窄 V 帶帶型 根據(jù) 、 ，由所引用教材圖 5-7 選用 A 型 V 帶。dPmn 3. 確定帶輪基準直徑 由所引用教材表 5-7 取主動輪基準直徑 ；120Dm 驗算帶的速度 13.49.432606mnvss ，帶速合適。5.975ss 從動輪基準直徑 ，因為參考表

9、5-8 給出的帶輪212.30Dim 基準直徑系徑。取 =315mm. 4. 確定窄 V 帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 0.7（ ,初步確定中心距 。則120120.7()()dda056am2012 (31)2560(1)4d DLa 。由所引用教材查表 5-3 取帶的基準長度 。18m8dL 實際中心距 （560+ ）mm 570mm。a20dL1802 a 的調(diào)整范圍： min max.543,0.3624d dLm 5. 驗算主動輪上的包角 ，主動輪上211 12807.8057.1.0Da 帶式運輸機傳動裝置的設計 5 的包角合適。 6. 計算窄 V 帶的根數(shù) Z 由式（5-21）

10、 ，Z= ()doalpK 由表 5-5 查得 ，1.93kw 由表 5-10 查得 ，07op 由表 5-9 查得 ，.5ak 由表 5-3 查得 ，得1L ，取 Z=46.3.28()(.9307)doalPZpK 7. 計算預緊力 FO 由所引用教材查表 8-3 得到 V 帶單位長度 ,則：.10qkgm2 20(2.5)5 0.19449.caPv NKz2（ -） 。13.N 8. 計算作用在軸上的壓軸力 F Q10 1602sin243.5sin42Qz N V 帶傳動的主要參數(shù)歸于表 表 3V 帶傳動的主要參數(shù) 名稱 結(jié)果 名稱 結(jié)果 名稱 結(jié)果 帶型 A 傳動比 12.5i根數(shù)

11、 4z 基準長度 80mdL預緊力 0132.5FN帶輪基準直 徑 120md35 中心距 7a壓軸力 Q 帶式運輸機傳動裝置的設計 6 9. 帶輪設計 由所引用教材查表 8-10 知道 : ; 。則帶輪輪緣寬度:150.3em9fB 。大帶輪轂孔直徑由后續(xù)高速軸設計而(1)2(41)296zef 定， 。大帶輪轂寬度 :當 時候， ，35dmL.Bd(1.52)70Ldm 帶輪結(jié)構圖。 (二) 高速級齒輪設計 1. 選定高速級齒輪類型、精度等級、材料 1) 按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2) 運輸機為一般工作機械，速度不高，故選用 8 級精度。 3) 材料選擇 由所引用教材查 10-1

12、選擇小齒輪為 45 鋼，調(diào)制處理，平均硬度為 235HBS。大齒輪材料為 45 鋼，正火，硬度為 200HBS,二者硬度相差 40HBS。 4) 選擇小齒輪齒數(shù) ，則: ，取 。齒數(shù)123z214.0923.5zi 293z 比 。93/2u 5) 初選螺旋角 。5 2. 按齒面接觸接觸疲勞強度設計 21312tHEtdKTZu (1) 確定公式內(nèi)的各項數(shù)值 試選載荷系數(shù) 。.6t 由所引用教材圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) 。2.43HZ 由所引用教材圖 10-26 得 ; 則: 。10.786912.639 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 。5591.0ITNmNm 由所引用教材表 10-7 選取齒寬系數(shù)

13、 。d 由所引用教材表 10-6 查得材料的彈性系數(shù) （大齒輪用鑄造鍛造，小89.EZMPa 帶式運輸機傳動裝置的設計 7 齒輪用鍛造） 。 由所引用教材圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 ，1lim580MPa 由所引用教材圖 10-21c 按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限 。23 按公式計算應力循環(huán)系數(shù) ；9160648.91(28301).860hNnjL 。22.03.75i 由所引用教材圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) , 。1.9HNK21.5HN 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1%，安全系數(shù) ,則S ;1lim0.95821HNKMPaS ;22

14、 35.a 。125.423.7H P (2) 計算 計算小齒輪分度圓直徑 21312tHEtdKTZu 253.68903.189.4375 71.50m 計算圓周速度 .471.5068.92.46tdnv ms 計算齒寬 及系數(shù)bnt17.501.dtm 帶式運輸機傳動裝置的設計 8 1cos47.50cos142.89tntdmmz 齒高 ， 。2.5.2896.5nth 71.5061.93bh 計算縱向重合度 。103tan03824tandz 計算載荷系數(shù) K 由所引用教材表 10-2 查得:使用系數(shù) ;根據(jù) 、8 級精度，由1.AK.vms 所引用教材圖 10-8 查得:動載荷

15、系數(shù) ;引用教材表 10-4 查得:4V （假設 ）由所引用教材表 10-4 查得 8 級精度、1.4HF0AtFbNm 調(diào)制小齒輪相對支承非對稱布置時: 23.508(.6).1dKb1.0.7.501.46 根據(jù) 、 ，由所引用教材表 10-13 查得: 。故動載荷9bh14H.39FK 系數(shù) 。.62.3AVK 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 1ttd371.502.168.05m 計算模數(shù) 。1cos7cos43.27ndmz 3. 按齒根彎曲疲勞強度設計 213csFaStdKTYz (3) 確定計算參數(shù) 1) 計算載荷系數(shù) 。.41.392.8AVFK 帶式運輸機傳動裝置的

16、設計 9 2) 根據(jù)縱向重合度 ，從所引用教材圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)1.903 。0.8Y 3) 計算當量系數(shù) ;133246.7cosvz 。233950.89cos4vz 4) 查取齒輪系數(shù)及應力校正系數(shù)，由所引用教材表 10-5 查得: , , , 。1.FaY2.176Fa.5SaY21.798Sa 5) 由所引用教材圖 10-20c 按齒面硬度查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。140FEHB 138FEHBS 6) 由所引用教材圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) , 。10.9FNK2.N 7) 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安

17、全系數(shù) ,4S ，10.894279.FNEKMPaaS 。163106. 8) 計算大小齒輪的 并加以比較，F(xiàn)aSY ， ，大齒輪的12.591.60.4787FaSY2.176.980.13FaSY 數(shù)值大。 (4) 計算（按大齒輪） 213cosFaStdKTYmz 。 5232.8.910.8cos140.8932.1463m 帶式運輸機傳動裝置的設計 10 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度nm 計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載的承載能nm 力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（既模數(shù)與齒數(shù)的乘積）

18、有 關。故可取彎曲疲勞強度算得的 并就近圓整為標準值 ，而按接1.742.0n 觸強度計算的 重新修正齒輪齒數(shù)，18.05d ，取 ，則1cos4cos39.22nzm140z ，取 。實際傳動比213.90157.4i257z ，與原分配傳動比 4.082 基本一致。z 4. 幾何尺寸計算 (5) 中心距計算 ，將中心距圓整為 。12()(40157)203.coscosnzmam 203am (6) 按圓整后的中心距修正螺旋角 12()(40157)2arcosarcos13.965nz (7) 計算大小齒輪的分度圓直徑 14028.437cos3.965mzdm27.6. (8) 計算齒

19、輪寬度 ，圓整后取 。則:182.437.dtb83bm 帶式運輸機傳動裝置的設計 11 （大齒輪）;小齒輪 。因 、 、 、 、 發(fā)生變化，故相283Bm18Bm1z21db 應有關參數(shù) 、 、 、 、 、 、 、 、 、 等需要修正，1FaYS2FaSYVKHFYHZ 然后再修正結(jié)果,看齒輪強度是否足夠。 (9) 修正計算結(jié)果 1) ； ；13340.768cos.95vz 233157.8cos.96vz 由所引用教材表 10-5 查得： ， ， ， 。12.6FaY2.Fa1.SaY2.4Sa 2) 由所引用教材圖 10-26 查得： ， ， 。10.8320.8912.75 3) ，

20、根據(jù)縱向重合度1tan.340tan396.1dz ，從所引用教材圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) 。.6 082Y 4) ,根據(jù) 、8 級1.482.76.82.700tv ms .79vs 精度，從所引用教材圖 10-8 查得：動載荷系數(shù) 。15vK 5) 齒高 ， ，由所引用教材2.5.24.5nthm834.bh 表 10-4 查得 8 級精度、調(diào)制小齒輪相對支承非對稱布置時： 231.0(.6)0.1.01(.6)10.3HdK ，根據(jù) 、 ，由所引用教材圖 10-13324784bh4HK 查得： 。.F 6) ， 51891034.22.47tTNd1305.28AtFNmb

21、，故查取 、 時，假設 是36.798NmHKF1AtKb 帶式運輸機傳動裝置的設計 12 合適的。任用 。1.4HFK 7) 齒面接觸疲勞強度計算用載荷系數(shù) =AVHK1.541.6 ,齒根彎曲疲勞強度計算用載荷系數(shù)2.315 FK 。9 8) 由教材圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) 。2.437HZ 9) 1312t EtdKTu 253.57.8903.21.47389.0.485m 10) ， ，大齒12.641.7.FaSY2.1.1967FaSY 輪的數(shù)值大。 11) 213cosFaStdKTmz ，實際 52322.5.890.cos13.9650.1.50447m 、 ，均大于計

22、算要求，故齒輪的強度足夠大。18.47dnm 5. 齒輪結(jié)構設計 小齒輪 1 由于直徑較小，采用齒輪結(jié)構;大齒輪 2 采用孔板式結(jié)構，結(jié)構尺寸按經(jīng)驗公式 和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算，如表 4 所示；大齒輪 2 結(jié)構草圖如圖 2 所示。高 速級齒輪傳動的尺寸歸于表 5。 帶式運輸機傳動裝置的設計 13 圖 2 大齒輪結(jié)構尺寸 表 4 大齒輪結(jié)構尺寸 名稱 結(jié)構尺寸經(jīng)驗計算公式 結(jié)果 m 轂孔直徑 d由中間軸設計而定 24d55 輪轂直徑 3D31.6D88 輪轂寬度 L5L83 腹板最大直徑 00anm270 板孔分布圓直徑 1132220 板孔直徑 220. 50 腹板厚度 C.CB20

23、 (三) 低速級齒輪傳動的設計 1. 選定低速級齒輪類型、精度等級、材料 6) 按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。 7) 運輸機為一般工作機械，速度不高，故選用 8 級精度。 8) 材料選擇 由所引用教材查 10-1 選擇小齒輪為 45 鋼，調(diào)制處理，平均硬度為 230HBS。大齒輪材料為 45 鋼，正火，硬度為 190HBS,二者硬度相差 40HBS。 帶式運輸機傳動裝置的設計 14 9) 選擇小齒輪齒數(shù) ，則: ，取 。齒數(shù)32z43.15237.496zi 473z 比 。73/2u 10) 初選螺旋角 。15 2. 按齒面接觸接觸疲勞強度設計 22311tHEtdKTZu (1) 確定公

24、式內(nèi)的各項數(shù)值 試選載荷系數(shù) 。.6tK 由所引用教材圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) 。2.43HZ 由所引用教材圖 10-26 得 ; 則: 。10.7587112.63 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 。524.0ITNmNm 由所引用教材表 10-7 選取齒寬系數(shù) 。d 由所引用教材表 10-6 查得材料的彈性系數(shù) （大齒輪用鑄造鍛造，小189.EZMPa 齒輪用鍛造） 。 由所引用教材圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 ，1lim580HMPa 由所引用教材圖 10-21c 按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限 。23 按公式計算應力循環(huán)系數(shù) ； 。81604.7510hNnjL8

25、21.7Ni 由所引用教材圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) , 。.HKH 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1%，安全系數(shù) ,則S ;11lim.058609HNKMPaS ;222 347.2a 帶式運輸機傳動裝置的設計 15 。12609347.28.1HMPa (2) 計算 計算小齒輪分度圓直徑 22311tHEtdKTZu 253.64703.4189.437 1.9m 計算圓周速度 2.410.790.936065.tdnv ms 計算齒寬 及系數(shù)bnt14.7914.7dt m1cos0cos.323tntmmz 齒高 ， 。2.5.49.74nth 104.7910.47

26、5bh 計算縱向重合度 。108tan0823tan63dz 計算載荷系數(shù) K 由所引用教材表 10-2 查得:使用系數(shù) ;根據(jù) 、8 級精度，由1.AK0.9vms 所引用教材圖 10-8 查得:動載荷系數(shù) ;引用教材表 10-4 查得:0V （假設 ）由所引用教材表 10-4 查得 8 級精度、1.4HFAtFbNm 調(diào)制小齒輪相對支承非對稱布置時: 23.508(.6)0.1dKb 帶式運輸機傳動裝置的設計 16 31.508(.61)0.14.79.0 根據(jù) 、 ，由所引用教材表 10-13 查得: 。故動載47bh47HK1.39FK 荷系數(shù) 。.5.2.AV 按實際的載荷系數(shù)校正所

27、算得的分度圓直徑 31ttd3104.792.16.390m 計算模數(shù) 。1coscos4.2ndmz 3. 按齒根彎曲疲勞強度設計 233csFaStdKTYz 確定計算參數(shù) 1) 計算載荷系數(shù) 。1.075.41392.0AVFK 2) 根據(jù)縱向重合度 ，從所引用教材圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)1.635 。0.8Y 3) 計算當量系數(shù) ;31324.75cos1vz 。4233705.cosvz 4) 查取齒輪系數(shù)及應力校正系數(shù)，由所引用教材表 10-5 查得: , , , 。1.68FaY2.9Fa1.8SaY21.76Sa 5) 由所引用教材圖 10-20c 按齒面硬度查得小齒

28、輪的彎曲疲勞強度極限 ，按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。140FEHBS 2318FEHBS 帶式運輸機傳動裝置的設計 17 6) 由所引用教材圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) , 。10.89FNK2.3FN 7) 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù) ,4S ，10.894279.FNEKMPaaS 。231. 8) 計算大小齒輪的 并加以比較，F(xiàn)aSY ， ，大齒輪的12.681.50.49279FaSY2.91.760.854FaSY 數(shù)值大。 計算（按大齒輪） 231cosFaStdKTYmz 。 5232.094.70.8cos140.853.24316m 對比計

29、算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度n 計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載的承載能nm 力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（既模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有 關。故可取彎曲疲勞強度算得的 并就近圓整為標準值 ，而按接2.7063.25nm 觸強度計算的 重新修正齒輪齒數(shù)，197.d ，取 ，則13cos463cos143.95.25nzm3z ，取 。實際傳動比431.08i406z ，與原分配傳動比 3.167 基本一致。63.z 帶式運輸機傳動裝置的設計 18 4. 幾何尺寸計算 中心距計算 ，將中心距圓整為342()(5

30、106)3.24.79coscos4nzmam 。25 按圓整后的中心距修正螺旋角 3421()(506)2arcos 14.65234.79nzm 計算大小齒輪的分度圓直徑 32516.7cos14.nzd40635.nmm 計算齒輪寬度 ，圓整后取 。則:1.717dtb17bm （大齒輪）;小齒輪 。因 、 、 、 、 發(fā)生變化，故417B32B3z41d2 相應有關參數(shù) 、 、 、 、 、 、 、 、 、 等需要修正，1FaYS2FaSYVKHFYHZ 然后再修正結(jié)果,看齒輪強度是否足夠。 (3) 修正計算結(jié)果 1) 3357.62cos14.vz ；由所引用教材表 10-5 查得：4

31、2330.35.vz ， ， ， 。1.FaY217Fa1.67SaY21.804Sa 2) 由所引用教材圖 10-26 查得： 帶式運輸機傳動裝置的設計 19 ， ， 。10.820.87912.69 3) ，根據(jù)縱向重合度3tan.35tan42.537dz ，從所引用教材圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) 。.57 08Y 4) ,根據(jù) 、8 級精1.416.7.01.60tv ms 1.vs 度，從所引用教材圖 10-8 查得：動載荷系數(shù) 。vK 5) 齒高 ， ，由所引用教材表2.5.3257.3nthm5.9bh 10-4 查得 8 級精度、調(diào)制小齒輪相對支承非對稱布置時： 231

32、.0(.6)0.1.018(.6)10.3HdK ，根據(jù) 、 ，由所引用教材圖 10-13367459bh47HK 查得： 。.F 6) ， ，故查取 、238064.15tTNdAtFb68.92Nm10HK 時，假設 是合適的。任用 。FKAt.4HFK 7) 齒面接觸疲勞強度計算用載荷系數(shù) =AV1081.7 ,齒根彎曲疲勞強度計算用載荷系數(shù)2.057 4F 。1 8) 由教材圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) 。2.43HZ 9) 2311t EtdKTu 253.94.703.4189.4315.3467m 帶式運輸機傳動裝置的設計 20 10) ， ，大齒12.41.670.4529Fa

33、SY2.17.804.15FaSY 輪的數(shù)值大。 11) 233cosFaStdKTmz ，實際 52322.174.01.87cos14.650.842.69m 、 ，均大于計算要求，故齒輪的強度足夠大。16.d3.nm 5. 齒輪結(jié)構設計 小齒輪 1 由于直徑較小，采用齒輪結(jié)構;大齒輪 2 采用孔板式結(jié)構，結(jié)構尺寸按經(jīng)驗 公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算，分別見表 5 表 5 低速級大齒輪結(jié)構尺寸 名稱 結(jié)構尺寸經(jīng)驗計算公式 結(jié)果 m 轂孔直徑 d由中間軸設計而定 32d100 輪轂直徑 3D31.6D160 輪轂寬度 L5L115 腹板最大直徑 004anm280 板孔分布圓直徑 1

34、132220 板孔直徑 220. 50 腹板厚度 C.CB20 低速級齒輪和高速級齒輪的設計過程一樣，整理的下列表格 表 5 高速級齒輪和低速級齒輪傳動的尺寸 高速機齒輪傳動 低速級齒輪傳動 名稱 計算公式 結(jié)果 計算公式 結(jié)果 法面模數(shù) nm2.5 nm3.25 帶式運輸機傳動裝置的設計 21 法面壓力角 n20n20 螺旋角 14.8515.4 齒數(shù) 12 z3912z 37 傳動比 i4.08i.1521d523d93 分度圓直徑 2.1740.64*1aandhm*32aandhm1 齒頂圓直徑 225432*1()fanc 0*3()fanc50 齒根圓直徑 2fdhm142fdhm

35、6 中心距 12 ()cosnza 501()cosnza19 齒寬 12 5Bb1294B345Bb3486B (四) 軸的設計 1. 軸的材料選擇和最小直徑估算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估 算，即： 。初算軸徑時，對于直徑 的軸，有一個鍵槽時，3min0pdA10dm 軸徑增大 ;有兩個鍵槽時，軸徑應增大 。對于直徑 的軸，有一個鍵%7% 槽時，軸徑增大 ;有兩個鍵槽時，軸徑應增大 。然后將軸圓整為575 帶式運輸機傳動裝置的設計 22 直徑。應注意這樣的直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑 。 值由mind0A 所引用教材表 15-

36、3 確定:高速軸 。中間軸 ，低速軸 。0125A021A31 高速軸: ，因為高速軸最小直徑處安331min014.98.67pd 裝大帶輪，設有一個鍵槽，則 ，1mini(%)25.(10.7)2.49dm 取為整數(shù) 。1min30d 中間軸: ，因為中間軸處安裝滾動2332in04.718.056pA 軸承，取標準值為 。2min4d 低速軸: ，因為低速軸最小徑處安333in04.9151.24pm 裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽，則 ，3mini(7%).(0.7)54.83d m 參見聯(lián)軸器的孔徑， 。3in5 2. 軸的結(jié)構設計 中間軸的結(jié)構設計 中間軸的結(jié)構如下圖： 帶式運輸機傳動裝置

37、的設計 23 圖 3 各軸段直徑的確定 1 :最小直徑，滾動軸承處軸段， 。滾動軸承選取 30208，其2d21min40d 尺寸為 。4089.758DTBm :低速級小齒輪軸段， 。2 2 :軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求， 。3d2360d :高速級大輪齒輪軸段， 。24 245 :滾動軸承處軸段， 。550dm 各軸段長度的確定 2 :由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定， 。1l 214lm :由低速級小齒輪的轂孔寬度 確定， 。2 39B290l :軸環(huán)寬度， 。3l2310lm :由高速級大齒輪的轂孔寬度 確定， 。24 254245lm :由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定， 。5l

38、l 細部結(jié)構設計 3 由表 10-1 查出高速級大齒輪處鍵 （ ， ） ，低速級小齒輪處鍵14945bhLm.t0.3r （ ， ）;齒輪輪轂與軸的配合80m 選為 ;滾動軸承與軸的配合采用過盈配合，此軸段的直徑公差為 ;查5076Hr 406m 表 15-2 處的過度圓角半徑為 ,倒角為 ,各軸表面粗糙度如下圖2R2C 高速軸的結(jié)構設計 各軸段直徑的確定 1 :最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段， 。d1min30d 帶式運輸機傳動裝置的設計 24 :密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，定位高度 ，以12d 1(0.7.)hd 及密封圈的標準（擬采用氈圈密封） ， 。1240dm :滾動軸承處

39、軸段， 。滾動軸承選取 6209,其尺寸為13135DB 。458902.7mm :過渡軸端，由于各級齒輪傳動的線速度在 內(nèi)，滾動軸承采用脂潤滑，考1d 3s 慮檔油盤的軸向定位， 。145d 齒輪處軸段，由于小齒輪直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構。所以軸和齒輪的材料和熱 處理方式一樣，均為 45 鋼，調(diào)制處理。 :滾動軸承處軸段， 。15d1530m :滾動軸承處軸段, .664d 各軸段長度確定 2 :由大帶輪的轂孔寬度 確定， 。1l 3B16l :由箱體結(jié)構、軸承端蓋、裝配關系等確定，2 250m :由滾動軸承、裝配關系等確定， 。13l 134l :由裝配關系、箱體結(jié)構等確定， 。4 8 :

40、由高速級小齒輪寬度 確定， 。15l 1Bm15lm :由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定，6 642 細部結(jié)構設計 3 由表 10-1 查出大帶輪處鍵 （ ，108bhL4.0t ） ，大帶輪輪轂與軸的配合選為 ;滾動軸承與軸的配合采用過盈0.2rm37Hn 配合，此軸段的直徑公差為 ;查表 15-2 處的過度圓角半徑為 ,倒角為456m2R ,各軸表面粗糙度如下圖 。(圖 4)1.6C 帶式運輸機傳動裝置的設計 25 低速軸的結(jié)構設計 低速軸的軸系結(jié)構如下圖： 圖 5 各軸段直徑的確定 1 :滾動軸承處軸段， 滾動軸承選取 30217，其尺寸為3d317dmdDB 。75025m :低速級大

41、齒輪軸段， 。323285 :軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求， 。d310d 帶式運輸機傳動裝置的設計 26 :過度軸段，考慮檔油盤的軸向定位， 。34d 3491dm :滾動軸承處軸段， 。53517d :密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（擬采用氈圈36 密封） ， 。70dm :最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段， 。3 37min5d 各軸段長度的確定 2 :由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定， 。31l 310l :由低速級大齒輪的轂孔寬 確定， 。2 486B285 :軸環(huán)寬度， 。3l310lm :由裝配關系、箱體結(jié)構等確定， 。4 340lm :由滾動軸承、擋油盤

42、及裝配關系確定， 。35l 5 :由箱體結(jié)構、軸承端蓋、裝配關系等確定， 70mm6 36l :由聯(lián)軸器的轂孔寬 決定， 。37l 107Lm710m 細部結(jié)構設計 3 由表 10-1 查出速級大齒輪處鍵 （ ，248bh9.0tm ）;齒輪輪轂與軸的配合選為 ;滾動軸承與軸的配合采用過盈配合，0.5rm856Hn 此軸段的直徑公差為 ;查表 15-2 處的過度圓角半徑為 ,倒角為7562.5R2C (五) 軸的校核 1. 軸的力學模型建立 中間軸的力學模型的建立 齒輪對軸的作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪 力的作用點位置。軸上安裝的 30208 軸承，從表 12-

43、6 中知道，它的載荷作用中心到軸承 帶式運輸機傳動裝置的設計 27 的外端面的距離 ,故計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸。支點18.6am 跨距 （實際 ）;低速級小齒輪力作用點 C 到左支點 A 距離265L25L （實際 ）;兩齒輪的力作用點之間的距離 （實際181. 213Lm ）;2. 高速級大齒輪的力作用點 D 到右支點 B 距離 （實際 ） 。36Lm365.7 計算軸上的作用力 初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋 ;根據(jù)中間軸所受軸向力最小 的要求，低速級小齒輪為左旋，低速級大齒輪為右旋。根據(jù)要求的傳動速度方向，繪制 的軸力學模型圖見下圖 帶式運輸機傳動裝置

44、的設計 28 圖 3 軸的力學模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 2. 計算軸上的作用力 齒輪 2: 31225.89F1054.2847ttTNd 21tantan. 1.5coscos.96r N 帶式運輸機傳動裝置的設計 29 21Ftan3054.28tan13.9657.4a N 齒輪 3: 37.06tTd 3tantan2F804. 38.51coscos1.6r N3t6.t50.29a 3. 計算支反力 垂直面支反力（XZ 平面） 由繞支點 B 的力矩和 ,得:0BVM3212323 23() ()RAVraardFLFLFL .5616.745.679.40.908.51(36)N 201

45、8.()N ，方向向下。12346)845.()RAVFLN 同理，由繞支點 A 的力矩和 ，得:0AVM321232131()()RBVrraadLFLF.5616.745.8608.5679.40.29N 2793.()N ,方向向下。1234)107.64()RBVFLN 軸上合力 ，得:0V 帶式運輸機傳動裝置的設計 30 ，計算無誤。23107.6485.314.2308.51RAVBrFF 水平面支反力（XY 平面） 由繞支點 B 的力矩和 ,得:BHM1232323()()RAHttLL054.8604.1614507.28N237().RAHF 由繞支點 A 的力矩和 ,得:A

46、HM123121()()RBHttLFL8064.054.863012.9N129()49.5RBHF 軸上合力 ,校核:23(305.86.207.834910.65)ttRAHBFN A 點總支反力 2 2(4.5)(.RAVH A 點總支反力 221)8BR 4. 繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 垂直面內(nèi)的彎矩圖 C 處彎矩: 1845.36720.1RAVCVMFLNmNm左 2(.5896.7)ad右 19230.6 D 處彎矩 : 3(79.423.10.4)aRBVDVFL左 帶式運輸機傳動裝置的設計 31 5439.28NmNm1037.64684.2RBVDVMFLNm右 水平面內(nèi)的彎矩圖

47、C 處彎矩: 12.8537.CHRA D 處彎矩: 34906524109DBLNm 合成彎矩圖 C 處: 2222(7.1)(387.)538.6CHVM Nm左 左 9065740C右 右 D 處: 2222(543.8)(410.9)3865.DHV N左 左 6129DMmNm右 右 轉(zhuǎn)矩圖 247013ITNm 當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數(shù) 。0.62.62847.Nm C 處: 530CM左 左 2222(50.)(84)()637789.NmNT右 右 D 處: 2 222(386.)()420. .D左 左 159.MNm 右 右

48、帶式運輸機傳動裝置的設計 32 5. 彎扭合成強度校核 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截圖（即危險截面 C）的強度。33679.8.0930.15CcaMMPaaWd右 右 根據(jù)選定的軸的材料 45 鋼，調(diào)制處理，由所引用教材表 15-1 查得 。因160MPa 為 ，故強度足夠。1ca 六、 聯(lián)軸器的選擇和軸的設計計算 根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作輸出軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器?？?慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，取 Ka=1.3， 。按照計1.392.47108.34caAIVTKNm 算轉(zhuǎn)矩 小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準 GB/T5014-1985 或手冊，選用 HL

49、6 型彈caT 性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 2000N.m，孔徑 d=55mm， L=142mm，L1=107mm，許用 轉(zhuǎn)速為 2500r/min，故適用。標記 HL6 聯(lián)軸器 GB/T5014-2003.6017JB 七、 滾動軸承的選擇 以中間軸上的滾動軸承為例。 （一） 滾動軸承的選擇 根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用圓錐磙子軸承。又中間軸的結(jié)構設計，根據(jù) ，選取 30208，由表 12-4C 查得 , ,21540dm 63.0rCkN74.0rk.37e Y=1.6, 。0.9Y （二） 滾動軸承的校核 1.徑向載荷 rF 根據(jù)軸的分析，可知：A 點總支反力 。aeF 2.軸向載荷 a

50、 帶式運輸機傳動裝置的設計 33 外部軸向力 ,從最不利受力情況考慮，3205.97.41290.75aeaFN 指向 A 處 1 軸承（方向向左） ；軸承派生軸向力由圓錐滾子軸承的計算公式ae (方向向右) ；/(2)6./1.8.3drY2/()drFY =5019.08/(2X1.5)=1673.028N (方向向左)。 因為 ，所以 A 處 1 軸承被壓緊，B 處 2 軸承放松。故：2193.7aeddFNF 。226.8,673.028aedadN 3.當量動載荷 P 根據(jù)工況(無沖擊或輕微沖擊 )，由表 13-6 查得載荷系數(shù) 。1.pf 1 軸承：因 ，由表 12-6 可知1/2

51、963.78/5.120.47.arFe(0.4)(6).87prPfY N 2 軸承：因 ，由表 12-6 可知2/.0/9.3.ar e(.)1(275042)9.prfF 4.驗算軸承壽命 因 ,故只需驗算 1 軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為 10 年300（天）1P2 x16（天） =48000h。 1066321007.827859.405.4trhfCL hhnP 其中，溫度系數(shù) （軸承工作溫度小于 ） ，軸承具有足夠的壽命。tf 八、 鍵連接的選擇 以中間軸為例。由中間軸的細部結(jié)構設計，選定：高速級大齒輪處鍵 1 為 帶式運輸機傳動裝置的設計 34 （t=6.0mm，r=0

52、.3mm） ，標記：鍵 16x80GB/T1096-1608bhLm 1979;低速級小齒輪處鍵 2 為 bxh-L=18mmx11mm-110mm（t=6.0 ，r=0.3） ，標記：鍵 即 可。齒輪軸段 d=55；鍵的工作長度 l=L-b=70-16=54mm，鍵的接觸高度 k=0.5h=0.5x10=5mm；傳遞的轉(zhuǎn)矩 按所引用教材表 6-2 查出鍵2470.13;ITNm 靜連接時的擠壓許用應力 （鍵、齒輪輪轂、軸的材料均為 45 剛調(diào)質(zhì)） 。1paP ，鍵連接強度足夠。 332105.6405.8289p apTMkld 九、 潤滑方式及其密封形式的選擇 （1） 軸承的潤滑：由于傳動

53、零件的邊緣圓周速度大于 23m/s，所以軸承采用脂潤滑 （2） 軸承的密封：為防止軸承內(nèi)的潤滑劑向外泄露，以及外界的灰塵等雜質(zhì)滲入， 導致軸承磨損或腐蝕，選用墊圈式密封。 十、 箱體及其附件設計 名稱 符號 結(jié)構尺寸mm 箱座（體）壁厚 8 箱蓋壁厚 1 8 箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚 度 、 、b2、 、12b20b 箱座、箱蓋上的肋厚 、m1 、7m1 軸承旁凸臺的高度和半徑 、hR、60hR 軸承蓋（即軸承座）的半徑 2D41D452m203fd 24 直徑與數(shù)目 n6地 腳 螺 栓 通孔直徑 f 30 帶式運輸機傳動裝置的設計 35 沉頭座直徑 0D60min1C 35 底座凸緣尺寸

54、i2 30 聯(lián)接螺栓直徑 d 軸承旁聯(lián)接螺 栓直徑 18d 箱座、箱蓋聯(lián) 接螺栓直徑 12d 通孔直徑 22 13.5 沉頭座直徑 D40 261minC 28 20 聯(lián) 接 螺 栓 凸緣尺寸 2i 24 16 定位銷直徑 d9 軸承蓋螺釘直徑 3 10 視孔蓋螺釘直徑 4 8 吊環(huán)螺釘直徑 5D24 箱體外壁至軸承座端面的距離 1l 48 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離 14 齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 2 12 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 140S52201S 十一、 其他，如裝配、拆卸、安裝、使用與維護 在嚙合側(cè)隙大小的時候可用鉛絲檢驗，保證側(cè)隙大小不小于 0.16mm。鉛絲直徑不 得大于最小側(cè)系

55、的兩倍。用途色法檢驗齒輪接觸斑點的時候，要求齒高接觸斑點不少于 帶式運輸機傳動裝置的設計 36 40%，齒寬接觸斑點不少于 50% 。同時根據(jù)要求調(diào)整軸承的軸向間隙，并且箱內(nèi)裝全 消耗系統(tǒng)用油 L-AN68 至規(guī)定高度，箱座、箱蓋及其他零件未加工的內(nèi)表面，齒輪的未 加工表面涂底漆并涂紅色耐油油漆。箱座、箱蓋及其他零件未加工的外表面涂底漆并涂 淺灰色油漆。在運轉(zhuǎn)過程中應保持平穩(wěn)、無沖擊、無異常震動和噪聲。各密封處、接合 處均不得滲油、漏油。剖分面允許涂密封膠或水玻璃。 十二、 參考資料 1電子板機械設計手冊 2侯洪生.機械工程圖學. 北京：科學出版社，2001 3甘永立，幾何量公差與檢測，上海，

56、上?？茖W技術出版社，2005 4譚慶昌、趙洪志，機械設計，北京，高等教育出版社，2006 5濮良貴、紀名剛，機械設計，北京，高等教育出版社，2006 6殷玉楓，機械設計課程設計，北京，機械工業(yè)出版社 2006 十三、 總結(jié) 此次課程設計不僅可以鞏固了以前所學過的知識，而且學到了很多在書本上所沒有 學到過的知識。通過這次課程設計使我懂得了理論與實際相結(jié)合是很重要的，只有理論 知識是遠遠不夠的，只有把所學的理論知識與實踐相結(jié)合起來，從理論中得出結(jié)論，才 能真正為社會服務，從而提高自己的實際動手能力和獨立思考的能力。在設計的過程中 遇到問題，可以說得是困難重重，這畢竟第一次做的，難免會遇到過各種各樣

57、的問題， 同時在設計的過程中發(fā)現(xiàn)了自己的不足之處，對以前所學過的知識理解得不夠深刻，掌 帶式運輸機傳動裝置的設計 37 握得不夠牢固。 不管怎樣，這些都是一種鍛煉，一種知識的積累，能力的提高。很少有人會一步登 天吧。不輕言放棄才是最重要的。與隊友的合作更是一件快樂的事情，只有彼此都付出， 彼此都努力維護才能將作品做的更加完美。而團隊合作也是當今社會最提倡的。 我認為，在這次課程設計中，在收獲知識的同時，還收獲了閱歷，在此過程中，我 們通過查找大量資料，以及不懈的努力，不僅培養(yǎng)了獨立思考、動手操作的能力，在各 種其它能力上也都有了提高。更重要的是，在實驗課上，我們學會了很多學習的方法。 而這是日

58、后最實用的，真的是受益匪淺。要面對社會的挑戰(zhàn)，只有不斷的學習、實踐， 再學習、再實踐。 當然在這次課程設計中，也留下了很多遺憾，因為由于時間的緊缺和許多課業(yè)的繁 忙，并沒有做到最好，但是，最起碼我們沒有放棄，它是我們的驕傲！相信以后我們會 以更加積極地態(tài)度對待我們的學習、對待我們的生活。我們的激情永遠不會結(jié)束，相反， 我們會更加努力，努力的去彌補自己的缺點，發(fā)展自己的優(yōu)點，去充實自己，只有在了 解了自己的長短之后，我們會更加珍惜擁有的，更加努力的去完善它，增進它。只有不 斷的測試自己，挑戰(zhàn)自己，才能擁有更多的成功和快樂！快樂至上，享受過程，而不是 結(jié)果！認真對待每一個實驗，珍惜每一分一秒，學到最多的知識和方法，鍛煉自己的能 力，這個是我們在實時測量技術試驗上學到的最重要的東西，也是以后都將受益匪淺的！ 十四、 附圖 帶式運輸機傳動裝置的設計 38 齒輪減速器裝配圖 帶式運輸機傳動裝置的設計 39 齒輪減速器爆炸圖 帶式運輸機傳動裝置的設計 40 低速軸 帶式運輸機傳動裝置的設計 41 裝配工程圖