机械设计课程设计---带式输送机传动装置

1、机械设计课程设计 送机传动装置带式输燕山大学课程设计说明书倉山玄曇机械设计课程设计说明书h(2) 各轴输入功率片=几 X z7i =1.1752X0. 99=1. 1634kW外=/ X I)2X % =i. 1634X0. 97X0. 98=1.106kW违=4 x n2X,；3=l. 106X0. 97X0. 98=1.0513kWP=為 X X “3=1. 0513X0. 99X0. 98 = 1. 020kW(3) 各轴输入转矩电动机轴的输出转矩：Td =9550 % =9550 X1.1752/940=11. 94 N m所以：巾=11.94X0. 99=11. 82N m：产5i.

2、 =3. 86円93丁口 =丁】X A X 2 x 仏=ii. 82X5X0. 97X0. 98=56. 2N mG x 2 x “2 X =56. 2X3. 86X0. 97X0. 98=206N mT =T X “I X 3=：206X0. 99X0. 98=200 N m 运动和动力参数结果如下表轴名输入功输入转转速传动效率率 P/KW矩T Nmr/min比in错误!未定义文档变址共27页第2页燕山大学课程设计说明书电动机 轴1.17521L9494010. 991轴1.163411.8294050. 95062轴1.106056.21883. 860. 95063轴1.05132064

3、8.710. 9702卷筒轴1. 02002004& 7四、齿轮的设计(一)髙速级齿轮传动的设计计算1. 齿轮材料、精度及参数(1)选取齿轮的材料、热处理方法及齿面硬度，由表3-3： 高速级小齿轮选用45=钢，调质，HB=260HBS高速级大齿轮选用45=钢，正火 HB 2 =220HBSHB-HB- =260HBS-220HBS=40HBS, 合适。选取齿轮精度 按GB/T10095-88,选择8级。选取齿数 取小齿齿数Z=20；大齿轮齿数 Z=i XZ=5X20=100o(4) 选取螺旋角 3=15(5) 齿宽系数 归1.05 (表3-7,轴承相对齿轮不对称布 置)2. 按齿面接触强度设计

4、J 2K7；i/Z0ZZ“ l* (p( u b(1)确定各参数的值：1载荷系数K错误!未定义文档变虽。共27页第3页燕山大学课程设计说明书使用系数匕 由表3-4 Ka=1. 25 动载系数心估计圆周速度v=lm/s1OO =0. 24m/s 查图 3-llb 选取 =1.02 齿间载荷分配系数心a = 1.88 - 3.2(1)cos0Z! Z21.88-3.2x( 1 + 1 )cosl5=24 125=1.66bsinQ后 tan Q 2.15% =兀勺二+勺=3.81由图 3-13, =1. 44齿向载荷分布系数Ke由图3-17, 5. 2K=心 厶 K 5 =1 25X1.02X1.

5、 44X1. 2=2. 2106-2计算转矩=9. 55 Xn=9. 55X1O6X1.1634/940=1. 182X104N mm3由图3-19査得区域系数乙/ =2.424重合度系数由式3-14乙= = 0力65螺旋角系数Z厂Jcos0=o 983（注：齿 轮设计部 分所査图 表以及公 式均来自 教材机械设 计机械 工业出版 社）Z,=20Z,=100错误!未定义文档变址c共27页第4页燕山大学课程设计说明书6由表3-5査得弹性影响系数Ze = 189&丽7由图3-27c査得接触疲劳极限应力 6/1“川=605MPa 由图3-27B査得接触疲劳极限应力 叽山=500MPa8由式3-25计

6、算应力循环次数N=60n=6OX94OX1X (1X8X300X8)=1. 08X10N2= 11=2. 08X 10s9査图3-25査得寿命系数得:KHN1=0. 98 KHN2=1.10(允许一定的点蚀)10计算解除疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1 应用公式3-24得：16訂= S =o. 98X605=592. 9 MPaKhn2h 皿2Qhi2二 S =L IX 500=550 MP取【6h=55oMP(2)设计计算)2x2.2xl.l82xl04L051小齿轮的分度圆直径5 + 1189.8x2.42x0.776x0.983心=1.44x(5550=2& 9mm2计算圆

7、周速度u心=12错误!未定义文档变址共27页第5页燕山大学课程设计说明书u =亠=314x28.9x940 = 142w/560 x 1OOO 60x10003修正载荷系数 按1 =1.42 X 20/100=0. 284 ,由图3-1 la査得动载荷系数K u =1. 05d 1 t/|4校正分度圆直径5计算法向模数1.051-0229.2mmd i xcosl5 29.2.mn = 1.4120考虑到齿轮以及轴系部件的安装以及强度要求，模数应略 大些，取标准值2mm6计算中心距(z,+q)“ =(2 + 100)x2=24.2i25a= 2cos02cosl5mm7修正螺旋角皿气6.26。

8、K = 2.2ZH = 2.42Z= 0.776Z岁=0.9838计算分度圆直径4 = 叫/cos/?=41. 67mm仏=G/cos0=2O8. 3mm9计算齿轮宽度 b =咖 =1.O5X 41. 67=43. 75mm取=b=45mm b】=b+6=50mm3. 校核齿根弯曲疲劳强度2 kt=哄3几1FaISa错误!未定义文档变址共27页第6页燕山大学课程设计说明书1计算重合度系数匕=6 25+0. 75/% =0. 25+0. 75/1. 66=0. 72螺旋角系数3当量齿数Z，2 = cos3z?=1133査取齿形系数 由图3-21査得 *=2.7Y=2. 184査取应力修正系数 由

9、图3-22査得焉=1. 55K卄 0.985査取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 由图3-28c査得 bmmu500MPa;由图 3-28b 査得 iim2=400MPa；由图 3-26 按 M =1.08X 109, “2 =2. 08 X10 “ 分别査得心2 =心池=16计算弯曲疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1 应用公式3-24得：Qlz S=i x 500=500 MPaKfN 2b Flim2Qb 二 s =1X 400=400 MPa7计算弯曲应力= 412MP“ vQb2x2.2x1.182 x 10x2.7x1.55x0.7145 x 41.67 x 2412x218x

10、l82.7x1.55= 3863MPa) = 550 MPa(二)低速级齿轮传动的设计计算1. 齿轮材料.精度及参数(1)选取齿轮的材料.热处理方法及齿面硬度，由表3-3：错误!未定义文档变址共27页第7页燕山大学课程设计说明书高速级小齿轮选用45=钢，调质，HB=260HBS髙速级大齿轮选用45=钢，正火 HB-=220HBSHB-HB- =260HBS-220HBS=40HBS, 合适。选取齿轮精度 按GB/T10095-88,选择8级。选取齿数 取小齿齿数Z=24；大齿轮齿数Z 2二i 2 x Z心3. 86 X 24=93(4)选取螺旋角3=15(5)齿宽系数卩归1.05 (表3-7,

11、轴承相对齿轮不对称布置)。2. 按齿面接触强度设计公式d 2K 7 . 1(Z乙乙)；(1)确定各参数的值：1载荷系数K使用系数心 由表3-4 =1. 25动载系数心估计圆周速度v=lm/s1 OO =0. 24m/s 査图 3-llb 选取 Ky =1. 02。 齿间载荷分配系数心% =1-88 -3.2( 4- )cos/7 1.88-3.2x( + )cosl5 zi z2 =24 93=1.65bsinQ = / fan Q = 2.42SP = f兀d=2& 9mmv = 1.42mis1000.284叫=2mma=125m m错误!未定义文档变虽。共27页第8页燕山大学课程设计说明

12、书卩=16。1536“ = 41.67;?d严 208.3/wwi妨=50mm45mm由图 3-13, Ka=l. 46齿向载荷分布系数由图3-17, =1.2K二岛 心 Ka K0=1 25X1.02X1. 46X1.2=2. 23 2计算转矩106A人=9. 55X n2 =9. 55X106 X1.106/180. 77=5. 843X10 5-mm3由图3-19査得区域系数Z二2. 424重合度系数由式3-145螺旋角系数Z严品=0.9836由表3-5査得弹性影响系数Ze = 189.87丽7由图3-27c査得接触疲劳极限应力 6/1”川=605MPa 由图3-27b査得接触疲劳极限应

13、力b“G”2 =500MPa8由式3-25计算应力循环次数N=60n=60X180. 77X1X (1X8X300X8)=2. 08X10sN2= 12 =5. 61X10?9査图3-25査得寿命系数得：KHN,=1. 1 KHN2 =L2 (允许 一定的点蚀)10计算解除疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数 S=1应用公式3-24得：错误!未定义文档变址共27页第9页燕山大学课程设计说明书KIN0h bmlQhi= S =l 1X605=665. 5 MPaKhn2h 皿2I6h2=S=1.2X500=600 MP取 lb”二60()MPd(2)设计计算1小齿轮的分度圆直径药7” + i

14、(ZeZ 乙知)2 w bl)2x2.23x5.843xlO4 3.86+1189.8x2.42x0.776x0.983,ixx()I1.053.86600=474mm2计算圆周速度u疋/”260 x 1OOO34 x474xl8860x1000= 0.466w/s3修正载荷系数 按 1OO =0. 466X24/100=0. 112,由图3-1査得动载荷系数Kiri. 01ch4校正分度圆直径5计算法向模数d cosJ3 47.2xcosl于 = 1.9勺24圆整取标准值2. 5mm6计算中心距(Z + 乙2)mn _ (24 + 93) x 2.5 a= 2cos02cos 15 =151

15、.4 a 150错误!未定义文档变址c与=0.71J =22.662 =1 1 3i=2.71=2.1831.553】8Slim I =SOOMPa6lim2 =400MPaKfnLJ = IS=1=500MP。Wfi =400MPa共27页第10页燕山大学课程设计说明书7修正螺旋角p = arccos 旦也件=12.842a8计算分度圆直径 = 叫/COS/?=61. 54mm叫/cos0=238. 46mm9计算齿轮宽度 b = 0M =1.05X61. 54=64. 62mm圆整取 b? =65mm b =b 2 +6=70mmZ|=24Z.=93*2.校核齿根弯曲疲劳强度1计算重合度系

16、数匕=0. 25+0. 75/S =0. 25+0. 75/L 66=0. 72螺旋角系数3当量齿数- = 25.89COS PZv2 = cos3-100344査取齿形系数由图3-21査得V=2. 53V=2.165査取应力修正系数由图3-22査得6査取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 由图3-28c査得bQHni=500MPa ;由图 3-28b 查得 吸二400金巧 由图 3-26按N 1=2. 08X 10s , 弘二5.61X10,分别査得心爪=心池=7计算弯曲疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数 S=1应用公式3-24得：错误!未定义文档变址共27页第11页燕山大学课程设计说明书|b

17、b 二 S =1X500=500 MPa心“2刁皿216应二 S =1X400=400 MPa8计算弯曲应力= 16MP vQb2x2.23x1.182 xlO x2.53 x 1.63 x0.7465x61.54x2.516x2.16x1.842.53x1.63五、轴的设计1、轴结构设计1初步计算轴径先按式10-2初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢. 调制处理。根据表10-2,取 = 112,于是得“C I = 112x3tlJ634 = 12.025加？min p? 940轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3旷5%,于是得 min = （l + 3%）Jmin = 12.386zw

18、w2轴的径向尺寸原则：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时， 直径变化值要大些，可取（68） mm,否则可取（广3） mm。3轴的轴向尺寸原则：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度 决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即 可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L,以保证 心i46 零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L二（13） mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（广3） mm,靠近 轴肩处的距离应大于等于46mm。岛=1.24高速轴装配方案：左端：左端轴承.调整垫片.端盖、密封圈.联轴器，依错误!未定义文档变址共27页第12页燕山大

19、学课程设计说明书K = 2.23次从轴的左端向右安装；右端：右端轴承、调整垫片.端盖，依次从轴的右端向左安装。 5高速轴尺寸设计：最左端安装联轴器，其为标准件，考虑联轴器尺寸，取装 联轴器的轴段轴径为18mm,长度为40mm;为了满足联轴器轴向 定位要求，轴段右端需要制出一轴肩，并考虑标注密封件内径 尺寸，故取下一段的直径为25mm,长度由轴承座以及端盖尺寸 确定。初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的 作用,故选用单列角接触球轴承，参照手册，初步选取单列角接 触球轴承7206C型，内径30mm,宽度16mm定位轴肩最小值36mm, 因此此段轴为轴径30mm,长度18mm；下一轴段轴径

20、为36mm, 长度由箱体内壁宽以及齿轮啮合位置确定，考虑轴承安装时距 内壁留有35mm间隙以及下一级齿轮安放位置，确定此段长度 为93mm；对侧尺寸设计类似。初步定高速齿轮轴结构为：ZH = 2.42Z, =0.776图5.16中间轴结构设计同高速轴类似，结构简图为Z岁=0.983图5.27低速轴结构设计同上，结构见图为:图5. 32以中间轴为例进行强度计算1分析轴上受力大齿轮受力：错误!未定义文档变址共27页第13页圆周力:込二沖么肌9N161.54d2径向力:沪血竺= 667.7NCOS0心寸1.2轴向力：2计算轴承反力水平面内：Fq1 = Ft tan p = 1789 x tan 16

21、.84。= 514 5N匸“匚匚 208.3 匚 61.54.斤2x60-你 xl26+x + 巧2126 = 996/V176& =巧沱116+巴=0. 579X56200=32540Nmm必=0 579X1141=661Nmm7当量弯矩为= jM，+（眄 $ =刃=32540NmmM,=7m2+（7；）2 =87097 NmmMc=2+（a7；）2 =60944Nmm8校核轴颈dc 3_J 325400.1【6丄V0.1x55Mr_ （87097og丄_ V 0.1x55Mc160944=18. bumb -:=25.1mm忡6山0.1x55 = 223mmd=47. 4mmv = 0.4

22、66mis1000.1 12中间轴最小轴颈为35mm,因此强度符合要求。mn = 2.5mm错误!未定义文档变址共27页第15页rb = 650 MPa燕山大学课程设计说明书a=150mmp=125024-6154川 血= 238.46/nwi图5. 4b产70mmb产65mm六、键的选择与校核、键的选择根据轴径和轴的长度选择键，选择普通平键。输入轴：联轴器段轴径18mm,选键6X6X35中间轴：大齿轮配合段轴径38mm,选键10X8X36 小齿轮配合段轴径38mm,选键10X8X63输出轴：大齿轮配合段轴径48mm,选键14X9X58 联轴器段轴径35mm,选键10X8X732、键的校核n=

23、o.7与=0.74乙i =25.89由于静连接，取引“呎，输入轴，键的接触长度/ =/ = 35-6 = 29NT =1 00.3能传递的转矩为:错误!未定义文档变址共27页第16页燕山大学课程设计说明书1 1 T = -/z/JJ 1 = -x6x29x18x90 = 704707V./wzw7；44中间轴：与大齿轮配合处键的接触长度/ =/-b = 36-10 = 26能传递的转矩为：1 17 = -/i/J = -x8x26x38x90 = 177840/Vm/n7i与小齿轮配合处键的接触长度/ =/-b = 63-10 = 53“能传递的转矩为：T = -1 = 1x8x53x38x9

24、0 = 362520/V mm T.44输出轴：联轴器段键的接触长度/=/-73-10 = 63“ 能传递的转矩为：1 1T = -/z/ = -x8x63x35x90= 396900/V mm T3与大齿轮配合段键的接触长度/=/一方=58-14 = 44能传递的转矩为：T = Lhld3p = 1x9x44x48x90 = 4276800/V m T3.5332.16& = 1.63313Sliml =500MPdSlim?=400MPdKfn =15 = 1S=1Qbl =500MP“0门=400MPaF2%2646即：x=0.44 Y=l. 30许陽W卩nY=0/ =/?(X/7i+

25、= 1.2(0.44 x 264.6 + 1.30 x 436.56) = 820.7P2 = fp(XFr2 + 化)=1.2 x 1 x 198.9 = 238.68 N6计算寿命60/? P 60x188820.7结论：轴承合格八、联轴器的选择及校核由于工作环境为煤场，并且有中等冲击载荷，取工作情况 系数K=1.8,为了减小启动转矩和良好的减震性能，采用弹性 套柱销联轴器。输入轴轴头直径为18mm% 入=AT = 1.8 x 11.82 = 21.276 Nm选用TL3弹性套柱销联轴器，T=31. 5Nm7；输入& =562OONmm540N输出轴轴头直径为35mmFP rlT企出=KT

26、 = 1.8x 206 = 370.8Mn204.2N选用TL7弹性套柱销联轴器，T=500Nni输出 结论：联轴器安全。九、润滑与密封1润滑方式由于高速级大齿轮圆周速度V = 2.02?/s 2m/s,可以利 用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承， 且有散热作用，效果较好。齿轮装配后最好能在添加硫.磷型 极压添加剂的条件下进行走合，改善齿面的粗糙度，提高润滑 效果。对润滑油的性能要求：粘度适当、抗磨性能良好、一定错误!未定义文档变址行=157.5Nt2 =55059Nmm昇2 =1789N共27页第19页燕山大学课程设计说明书的油膜强度和稳定性.无腐蚀作用等。查机械设计课程设

27、计 可选中负荷工业齿轮油GB 5903-1995,代用品为机械油HJ-50。 保证高速级大齿轮浸入油的深度约一个全齿高，规定装油深度2667.7N为 59mm。F _2、密封方法的选取ra2轴端透盖根据润滑方式和轴径选择J型骨架式橡胶油封，514.57V检査减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油，剖分面& =264.6/V涂以水玻璃。十、减速器附件及说明r2 =1.窥视孔盖在减速器箱盖顶部开窥视孔，以便于检査传动件的啮合情198 9N况、润滑状况、接触斑点及齿侧间隙等。窺视孔应设在能看到R _两级齿轮啮合区的位置，并有足够大小，以便手能深入操作。CCW A J设有凸台，便于机械加工出支承盖

28、板的表面，窥视孔盖的规格996N为140X 120mm,钢板制成。盖板用螺栓固定，盖板与凸台接合R?=面间加装防渗漏的石棉橡胶纸垫片密封。2. 放油螺塞螺塞规格为M16X1.5,放油孔的位置应在油池的最低处， 并安装在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。3. 油标油标选用M12杆式油标，用于检查减速器内油池油面的高 度，经常保持油池内有适量的油，常放置在便于观察、油面较 稳定的部位。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔 而溢出。1333N4.通气器a =减速器在运转时，箱体内温度升高，气压增大，对减速器 密封极为不利。为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因 减速器运转时的温升而增

29、大，从而造成减速器密封处渗漏，在0.579窥视孔盖板上安装通气器。5.起盖螺栓二箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不32540便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装 在其中的启盖螺栓便可方便地顶起箱盖。启盖螺钉上的螺纹长 度至少大于机盖联结凸缘厚度lOmmo6.定位销为保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体 的联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，并尽量设 置在距离最远处。定位销为圆公称直径（小端直径）可取Nmm错误!未定义文档变址c共27页第20页燕山大学课程设计说明书, 为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长 度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利

30、于安装。7.起吊装置选用M10的吊环螺钉，装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖。 箱座上设计有四个吊钩，用于吊运整体减速器。&调整垫片组调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置以及齿轮啮合 位置。9.减速器箱体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚65 = 0.0250 + 3X89箱盖壁厚q =0.02/+ 3 89箱盖凸缘厚度久b = 1.5J,14箱座凸缘厚度bZ? = 1.5J14箱座底凸缘厚度b2 = 2.5522地脚螺栓直径dfd, =0.0366/4-12M16地脚螺栓数目n査手册6轴承旁联接 螺栓直径心/ = 0.72JzM12机盖与机座联接 螺栓直径d2d-= (0.50.6) M

31、IO轴承端盖 螺栓直径4= (o. ro. 5) dfM8窥视孔盖 螺栓直径“4“4= (0.30.4) dfM64GdH 25.1mmdc 223mm错误!未定义文档变址c共27页第21页燕山大学课程设计说明书定位销直径cl(0. 70.8) 28外机壁至轴承座 端面距离Zi=ci+C2+ (812)42大齿轮顶圆与内 机壁距离亠 1.2 512齿轮端面与内机 壁距离a2亠510机座肋厚片心085加严8m2 = 0.855加心8轴承端盖外径2= + (55.5)心102(1 轴)112(2 轴)125(3 轴)卜一、三维图箱盖1=90MP/ =29TT/ =26 nuntt2/ =53 mm错误!未定义文档变址共27页第22页燕山大学课程设计说明书2、箱座t