机械设计课程设计说明书完整版概论(DOC 38页).doc

1、燕山大学机械设计课程设计说明书 题目： 带式输送机传动装置 学院（系）：机械工程学院 年级专业： 11机电一班 学 号： 110101010017 学生姓名： 屈春雷 指导教师： 闻岩 燕山大学课程设计说明书目 录一、传动方案的拟定.1 1简要说明.1 2方案简图.1二、电动机选择计算1 1 原始数据.1 2 电动机型号选择.1三、总传动比确定及各级传动比分配2四、运动和动力参数的计算3五、传动零件的设计计算.4 1渐开线圆柱斜齿轮的选择计算.4 2 蜗杆蜗轮的选择计算9六、轴的设计和计算13 1 初步计算轴径13 2 轴的结构设计13 3 轴的弯扭合成强度计算15七 、滚动轴承的选择计算19

2、八、键联接的选择与校核.20九、联轴器的选择.21十、润滑和密封说明21 1润滑说明21 2 密封说明21十一、其他技术说明.21 1拆装和调整的说明.21 2减速箱体的附件说明.22 3减速器附件的选择.22十二、三维设计草图.22十三、设计小结.27十四、参考资料27 设计及计算过程结果一、传动方案的拟定1简要说明（1）蜗杆传动 蜗杆传动可以实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳，无噪声，但效率较低，只能用在中、小功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此将蜗杆传动布置在第一级。

3、（2）齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将齿轮传动布置在第二级。（3）带传动传动平稳，噪音小，传动比不稳定，布置应在低速级防止打滑。2方案简图二、电动机选择计算1 原始数据带式输送机牵引力F=1829N滚筒直径 D=0.32m运输链工作速度V=0.37m/s2 电动机型号选择1）选择电动机类型 按工作要求和工作条件，选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷结构。因使用地点为煤场，该类型电动机效率高，节能，运动电动机计算公式和有关数据皆引自机械设计课程设计指导手册第1114页 共28页 第 1 页38 设计及计算过程结果安全可靠。能防止灰尘、铁屑或其他杂物侵

4、入电动机内部。2）确定电动机容量 电动机的输出功率按式 计算，由式 取（连轴器）,（双头蜗杆） ,（8级斜齿轮）,（轴承）,则有 所以电动机功率 3）选择电动机转速 卷筒工作转速为 蜗杆齿轮减速器推荐传动比为，故电动机转速可选范围为符合这一范围的同步转速有750、1000r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等因素，决定选用同步转速为1000r/min的电动机，型号为Y90L-6，其主要性能如下表电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y90L-61.110009102.02.2三、总传动比确定及各级传动比分配 由电

5、动机满载转速=910r/min,因此总传动比为 蜗杆-齿轮减速器，一般可取齿轮的传动比为=0.698Kw=0.702=0.994Kwn=22.08r/min电动机型号Y90L-6 共28页 第 2页 设计及计算过程结果双头蜗杆常用传动比范围为1532，渐开线圆柱齿轮常用传动比范围为26。则取，则齿轮传动比为 传动比误差在允许误差小于3%5%范围内，合理！四、运动和动力参数的计算设蜗杆轴为轴1，蜗轮轴为轴2，大齿轮轴为轴3，卷筒轴为轴4。1） 各轴转速： 2) 各轴输入功率 式中、与前相同3） 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩为 运动和动力参数计算结果整理于下表 n1=910r/minn2=50.

6、56r/mnnn3=22.08r/minn4=22.08r/minP1=0.948KwP2=0.771KwP3=0.733KwP4=0.711KwTd=10.43NmT1=10.33NmT2=145.78NmT3=317.34NmT4=307.88Nm 共 28页 第 3页 设计及计算过程结果轴号功率P/Kw转矩T/转速n/(r/min)传动比i效率电机轴0.99410.439101.000.99轴10.98410.3391018.000.784轴20.771145.7850.562.290.95轴30.733317.3422.081.000.97轴40.711307.8822.08 五、传动

7、零件的设计计算1 渐开线圆柱斜齿轮的选择计算 (1).初选材料、精度等级、传动类型、热处理和部分参数带式输送机为一般工作机器，速度不高，按GB/T 10095初选8级精度。材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为HB1=230HBS，大齿轮材料为45钢（正火），齿面硬度为HB2=190HBS。选取齿数。闭合软齿面小齿轮齿数z1=2040，初选z1=30，则大齿轮齿数z2=i2z1=2.2930=68.7，圆整取z2=69。实际齿数比齿数比的误差为在允许误差小于3%5%范围内。斜齿圆柱齿轮传动，可平衡一定的轴向力。选取螺旋角,斜齿轮取值范围为825，初选螺旋角=10o。选取齿宽系数

8、由机械设计表6-7两支承相对小齿轮作非对称布置，取。(2).按齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮分度圆直径齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第75页99页z1=30z2=69=10o 共 28页 第4页 设计及计算过程结果 确定载荷系数a.使用系数 查机械设计表6-4取 KA=1.0b.动载系数 预估圆周速度v=4m/s，则vZ1/100=1.2m/s 查机械设计图6-11b）取 KV=1.05c.齿间载荷分配系数端面重合度 轴向重合度 则总重合度 查机械设计图6-13得齿间载荷分配系数 d.齿向载荷分布系数 查机械设计图6-17取 则载荷系数K=KAKVKK=1.64计算转矩T2=确定ZE 、

9、ZH、 Z、Za. 材料的弹性影响系数 查机械设计表6-5得 ZE=189.8b. 齿向区域系数 查机械设计图6-19取 ZH=2.46c.重合度系数 因KA=1.0KV=1.05K=1.4K=1.64T2=145.63NmZE=189.8ZH=2.46 共28页 第 5页 设计及计算过程结果 取，则d.螺旋角系数 则 计算接触疲劳极限许用应力a. 由HB查机械设计图6-27b）取 Hlim1=550MPa Hlim2=450MPab. 应力循环次数 N2=N1/i=1.58107查机械设计图6-25得 接触疲劳寿命系数 KHN1=1.05 KHN2 =1.1c.计算接触疲劳许用应力，取安全系

10、数SH=1(失效概率为1%)则 故 计算a. 试算小齿轮分度圆直径d1b.校核圆周速度 Z=0.76Z=0.992N1=3.64107N2=1.58107KHN1=1.05KHN2=1.1SH=1d1=70.24mmV=0.186m/s4m/s 共 28页 第 6页 设计及计算过程结果c.修正载荷系数 vz1/100=0.0558m/s 由机械设计图6-11b） 取d.校正试计算的分度圆直径d1 则 则齿轮精度等级初选8级合格！（3)确定主要参数计算法向模数 圆整成标准值 mn=2.5mm计算中心距 圆整取a=130mm按圆整后的中心距修正螺旋角 即=175024将=175024带入上述过程进

11、行计算得=2.34mm S2由图示结构知，1轴承“放松”，2轴承“压紧”。则 Fa1=S1=1961.2N，Fa2=S1+FA=3088.2N轴设计合理轴承的计算公式和有关数据皆引自机械设计第159页第173页Fr1=2801.7NFr2=1102.4NS1=1961.2NS2=771.7NFa1=1961.2NFa2=3088.2N 共28页 第 19页 设计及计算过程结果3.计算当量载荷 P=fP（XFr+YFa） 查表11-7取fP=1.4（中等冲击） 查表得X1=1，Y1=0 查表得X2=0.41，Y2=0.87则 P1=1.4(12801.701961.2)=3922.4NP2=1.

12、4(0.411102.40.873088.2)=3138.7N1. 计算寿命 取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式因为是球轴承，取=3，则2. 静载荷验算 查表得X0=0.5，Y0=0.38，则P01= X0Fr1+Y0Fa1=0.52801.70.381961.2=2146.1N因 P01 Fr1，故取 P01= Fr1=2801.7NC。 P02= X0Fr2+Y0Fa2=0.51102.40.383088.2=1724.7Nnf12f22nlim=0.960.966700=6175r/minn 故选用7209C型向心角接触球轴承符合要求。八、键联接的选择与校核 普通平键具有靠侧面传递转

13、矩。对中良好，结构简单、装拆方便的特点。因此减速器的键连接选用普通平键。1. 输入轴与联轴器联接采用平键联接选择A型平键联接根据轴径d =14mm ，L =35mm，查手册得，选用GB1096-2003系列的键528，键高h=5。2. 轴2与蜗轮、齿轮联接采用平键联接选择A型平键联接，根据轴径d =38mm ，与蜗轮配合的轴长度L =58mm，查手册选用GB1096-2003系列的键1050，键高h=8。与小齿轮配合的轴颈d=38mm，轴的长度L=83mm，查手册fP=1.4X1=1Y1=0X2=0.41Y2=0.87P1=3922.4NP2=3138.7N轴承选择合理 共28页 第20 页

14、设计及计算过程结果用GB1096-2003系列的键1063，键高h=8。 3. 轴3与大齿轮、联轴器联接采用平键联接与大齿轮的连接：选择A型平键联接根据轴径d =48mm ，L =78mm，查手册得，选用A型平键，选用GB1096-2003系列的键1470，则键高h=9。与联轴器的联接：选择A型平键联接根据轴径d =38mm ，L =82mm，选用GB1096-2003系列的键1070，则键高h=8。 4.校核 九、联轴器的选择 减速器中等冲击，因此选择弹性联轴器弹性套柱销联轴器，这种联轴器柱销上有橡胶套，由此获得补偿两轴相对位移的能力。1轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择轴孔直径14mm轴孔

15、长度35mm的联轴器。 3轴的弹性联轴器选择轴孔直径38mm，轴孔长度82mm的联轴器十、润滑和密封说明1 润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=62mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑,轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2 密封说明在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。十一、其他技术说明1拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承

16、时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mm时，可取游隙为4070mm。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。键强度满足要求 共28页 第21 页 设计及计算过程结果当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。2减速箱体的附件说明 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不

17、规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。3减速器附件的选择1.窥视孔盖 窥视孔盖的规格为140120mm。箱体上开窥视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为Q235A钢，用8个M6螺栓紧固。2.通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到煤场的工作环境，选用带金属滤网的通气器。3.

18、启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。4.定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。5吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊钩。6油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。7放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞