《機械設計基礎》課程設計說明書——帶式運輸機傳動裝置設計

機械設計課程設計計算說明書設計題目帶式運輸機傳動裝置設計者陳勁軍指導老師楊金勇設計時間2010年1月設計單位中國礦業(yè)大學目錄一課程設計任務書2二設計要求2三設計步驟21傳動裝置總體設計方案22電動機的選擇33確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比44齒輪的設計65滾動軸承和傳動軸的設計8附兩根軸的裝配草圖166鍵聯接設計187箱體結構的設計198潤滑密封設計20四設計小結20五參考資料21一課程設計任務書課程設計題目設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）1輸送帶2滾筒3聯軸器4減速器5V帶傳動6電動機1設計條件1）機器功用由輸送帶運送物料，如沙石，磚，煤炭，谷物等；2）工作情況單項運輸，載荷輕度振動，環(huán)境溫度不超過40；3）運動要求輸送帶運動速度誤差不超過7；4）使用壽命8年，每年350天，每天8小時；5）檢修周期一年小修，三年大修；6）生產廠型中小型機械制造廠；7）生產批量單件小批量生產；2原始數據運送帶工作拉力F/KN運輸帶工作速度V/M/S卷筒直徑D/MM512190二設計要求1減速器裝配圖一張。（三視圖，A1圖紙）2繪制軸、齒輪零件圖各一張。（A3圖紙）3設計計算說明書一份。三設計步驟1傳動裝置總體設計方案1）外傳動機構為V帶傳動。2）減速器為一級展開式圓柱齒輪減速器。3方案簡圖如下圖1輸送帶；2滾筒；3聯軸器；4減速器；5V帶傳動；6電動機4）該方案的優(yōu)缺點該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級圓柱齒輪減速，這是一級減速器中應用最廣泛的一種。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。2）選擇電動機的容量工作機的有效功率為KWVPW6F從電動機到工作機傳送帶間的總效率為54321由機械設計課程上機與設計表91可知V帶傳動效率096滾動軸承效率099（球軸承）12齒輪傳動效率097（7級精度一般齒輪傳動）3聯軸器傳動效率099（彈性聯軸器）4卷筒傳動效率0965所以電動機所需工作功率為KWPWD98603）確定電動機轉速按表51推薦的傳動比合理范圍，一級圓柱齒輪減速器傳動比而工作機卷筒軸的轉速為81ISDVNW/RAD2190所以電動機轉速的可選范圍為綜合考MIN60MIN128RRNIWD慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為750的電動機。INR根據電動機類型、容量和轉速，由機械設計課程上機與設計表162選定電動機型號為Y160L8。其主要性能如下表電動機型號額定功率/KW滿載轉速/R/MIN額定轉矩啟動轉矩額定轉矩最大轉矩Y160L87572020203計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比I1總傳動比為I61207WMNI2分配傳動比II考慮潤滑條件等因素，初定2I31各軸的轉速I軸MIN720RNMII軸I36IIII軸IN120RIN卷筒軸MIW2各軸的輸入功率I軸KPD986II軸W321III軸K73卷筒軸P4624卷3）各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩為DTMNNPTMD466102697081591059I軸MNTD402II軸I51176III軸23卷筒軸MNT52409卷將上述計算結果匯總與下表，以備查用軸名功率P/KW轉矩T/NMM轉速N/R/MIN傳動比I效率I軸6984102697202095II軸663573603096III軸637510120卷筒軸624597412010984齒輪的設計1）選定材料及確定許用應力1按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2材料選擇。由機械設計基礎表111選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為280HBS，,大齒輪為45鋼（正火），硬MPA601LIMHPA450FE度為240HBS，,二者材料硬度差為60HBS。38LI323由機械設計基礎表115,取，1SH6FPA480256HLIM11M3SLI2PAA258161450FE132SFE22）按齒面接觸強度設計設齒輪按7既精度制造，取載荷系數為13。齒寬系數機械設計80D基礎表116小齒輪上的轉矩MNNPT5525110763601909取Z188機械設計基礎表114M9048052138076132Z52H11EDUKT齒數取，則25Z175Z12模數M63D1齒寬取,D72908BM75B,8021按機械設計基礎表41取M375MM,實際的Z53251M8173D2中心距MD518729A213）驗算齒輪彎曲強度齒形系數（由機械設計基礎圖118和圖119可得），752Y1FA61SA，752校驗MPAPAMZBMYKTFSA258157923617506121F1FPAYSAFS20416759F12F2校驗合格4）計算齒輪圓周速度VSNDV/M7106391065）齒頂高、齒根高和齒高等計算M4587325HMHA753M687543201CF（6）基圓直徑12OS72S67,COS30CS238DDM匯總計算結果如下表5滾動軸承和傳動軸的設計一高速軸的設計輸在軸上的功率、轉速和轉矩PNT由上可知，KWP63MI360RMN51076求作用在齒輪上的力因已知高速小齒輪的分度圓直徑Z759325D1圓周力NTFT18徑向力NTR36820TAN37AN小齒輪MM大齒輪MM分度圓直徑D937528125齒頂高AH375375齒根高F4687546875齒全高H8437584375齒頂圓直徑AD1012528875齒根圓直徑F84375271875基圓直徑B8812643中心距A1875傳動比I3軸向力0FA初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，正火處理。根據機械設計基礎表142，取，于10C是，由于鍵槽的影響，故M052936103MINPDM92ININ輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取，根據帶輪結1DM351構和尺寸，取。ML501齒輪軸的結構設計1根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1為了滿足帶輪的軸向定位要求，1段右端需制出一軸肩，故取2段的直徑；MD422初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據，查手冊選取單列角接觸球軸承MD427009AC，其尺寸為，故。BDD1675MD45733由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端4的直徑，04。軸肩高度，故取，則軸肩處的直徑M73804LDH0H。5D4軸承端蓋的總寬度為由減速器及軸承端蓋的結構設計而定。根23據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離，故。ML18L4125根據安裝時齒輪中心要在一條線上，可得M3L至此，已初步確定了軸的各段和長度。1段D135MML150MM2段D2D1742MML241MM3段D3D2345MML333MM4段D4D3550MML477MM5段D5D4558MML575MM6段D651MML67MM7段D7D345MML714MM2軸上零件的周向定位由機械設計課程上機與設計表111查得帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按平鍵截面。齒輪與軸的連接，選用1DMHB36810L平鍵截面，滾動軸承與軸的周向定位是由過度M694配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。3確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表152，取軸端圓角。452求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖，再根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。L1245MM1求垂直面的支撐反力FRTXYZFAYAZFAZAYMC1C2MCTN64312F2R11VLDARVRV4122求水平面的支撐反力NFTH6593826213）繪制垂直面的彎矩圖MLV271140M21CNFV256314繪制水平面的彎矩圖ML438140982H1C25）求合成彎矩圖N162527MC2C216求軸傳遞的轉矩MNFT8209382DT17求危險截面的當量彎矩從圖可以看出面AA面最危險，其當量彎矩為取折合系數，代入上式得22MTCE60MN578160188）計算危險截面處的軸的最小直徑軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計基礎表141查得由表143查得PA6BMPAB1MMBE5724507810D3331考慮到鍵槽對軸的削弱，將最小直徑加大5M524MIN而實際設計的危險截面處的MIN8250DD因此該軸符合要求二低速軸的設計輸出軸上的功率、轉速和轉矩PNT由上可知，KW376MI120RMN5107求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑2581735D2圓周力NDTFT3602徑向力TR21AN軸向力0FA初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，正火處理。根據機械設計基礎表142，取，于10C是，由于鍵槽的影響，故M3412076133MINPDM40ININ輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑1D與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。1D聯軸器的計算轉矩，查機械設計表141，取，則TKACA51AKMNTKACA6591075315按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL4型彈性柱銷CA聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑，故取MN2D4，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度MD451L1L8軸的結構設計1根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1為了滿足辦聯軸器的軸向定位要求，1段右端需制出一軸肩，故取2段的直徑；左端用軸端擋圈定位。半聯MD262MD52軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而L1不壓在軸的端面上，故第1段的長度應比略短一些，現取LML102初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據，查手冊選取單列角接觸球軸MD527011AC，其尺寸為，故。BDD1890D5633取安裝齒輪處的軸端第4段的直徑；齒輪的左端與左軸承之D64間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為75MM，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，ML724齒輪的軸向定位軸肩，取。軸環(huán)寬度，取D1645D65HB41。ML5124軸承端蓋的總寬度為由減速器及軸承端蓋的結構設計而定，由23軸承外徑D90MM得，而，,總寬度為M10D3MD13032ED。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂E21D0的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離，故。L18ML4125根據安裝時齒輪中心要在一條線上，有設計軸的草圖可得M36L至此，已初步確定了軸的各段和長度。數據統(tǒng)計如下表1段D145MML1110MM2段D2D1752MML241MM3段D3D2355MML336MM4段D4D3560MML472MM5段D5D4565MML575MM6段D6D460MML67MM7段D7D355MML716MM2軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設計課程4D上機與設計表111查得齒輪與軸的連接，選用平鍵截面，MHB18鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為M63。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處M9014選軸的直徑尺寸公差為。3確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表152，取軸端圓角。452求軸上的載荷L1225MM,K106MM1求垂直面的支撐反力N1652F2R11VLDARNFVRV165123求水平面的支撐反力TH658023214求F點在支點產生的反力NLK101F865312F4）繪制垂直面的彎矩圖MV19402M21CNLFV150615）繪制水平面的彎矩圖M410282H1C26）F力產生的彎矩圖NK610M2危險截面F力產生的彎矩為ML530286531A7）求合成彎矩圖MN5647419C22AF2C1）（8求軸傳遞的轉矩MNFT5072803652DT19求危險截面的當量彎矩從圖可以看出面AA面最危險，其當量彎矩為取折合系數，代入上式得22MTAE6MN47155064729）計算危險截面處的軸的最小直徑軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計基礎表141查得由表143查得PA60BMPAB1MMBE67501047510D333考慮到鍵槽對軸的削弱，將最小直徑加大5M265MIN而實際設計的危險截面處的MIN25360DD因此該軸符合要求附兩根軸的裝配草圖如下三滾動軸承的校核軸承的預計壽命HLH290365108計算輸入軸承1已知，兩軸承的徑向反力MIN36RNNFR6593821由選定的角接觸球軸承7009AC，軸承內部的軸向力RS0NFFRS3680212因為，所以ASA故，NA3681SA23，查手冊可得0RF6802RF680E由于，故EA1,1YX,故R224計算當量載荷、1P由機械設計基礎表169，取，則31PFNFYXFARP20711PR225軸承壽命計算由于，取，角接觸球軸承，取，21N10731TF查手冊得7009AC型角接觸球軸承的，則825RCHLHPCFNLHTH290411207583606013）（故滿足預期壽命。計算輸出軸承1已知，兩軸承的徑向反力MIN120RNNFR6518021由選定的角接觸球軸承7011AC，軸承內部的軸向力RSNFFRS81256212因為，所以AS0A故，NA851SA23，查手冊可得6801RAF6802RAF680E由于，故E,1YX,故RA224計算當量載荷、1P由機械設計表136，取，則31PFNFYXFARP5911PR225軸承壽命計算由于，取，角接觸球軸承，取，21N519331TF查手冊得7006AC型角接觸球軸承的，則235RC29014970615920660HTHLHPCFNL故滿足預期壽命。6鍵聯接設計帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為MD35ML50，GB/T10952003B10H836現校核其強度,BL2MNT51076A89A285/1074MPDTP查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。MPAPP輸入軸與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為MD50ML7，GB/T10952003B14H963現校核其強度,BL4MNT5106MPADTP93950/17查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。MPAP10P輸出軸與聯軸器間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為MD45ML10，GB/T10952003B1H9現校核其強度,BL76MNT5107MPAPADTP896945/1054查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。MPAP輸出軸與大齒輪間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為MD60ML72，GB/T10952003B18H163現校核其強度,BL45MNT510MPAPADTP2860/74查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。MPAP1P7箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合67ISH1機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12M/S，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H大于40MM為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為363機體結構有良好的工藝性鑄件壁厚為8MM，圓角半徑為R5。機體外型簡單，拔模方便4對附件設計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C油標油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。D通氣孔由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡E位銷為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度F吊鉤在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體8潤滑密封設計對于單級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用5120/MINRSH035792中的50號潤滑，裝至規(guī)定