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1、目录一、设计任务书31、带式运输机工作原理 32、已知条件 33、设计数据 34、传动方案 35、设计内容 3二、总体传动方案的选择与分析41、传动方案的选择 42、传动方案的分析 4三、原动机的选择 41、原动机功率的确定 42、原动机转速的确定 53、原动机的选择 5四、传动装置运动及动力参数计算51、各轴转速的计算 52、各轴功率的计算 53、各轴转矩的计算 6五、蜗杆的设计计算6六、低速轴的设计计算及校核7七、联轴器的选取择111、高速级联轴器的选择 1112、低速级联轴器的选择 111八、低速级滚动轴承和键的校核 12九、润滑方式的选择13一、课程设计任务书1 .带度运输机的工作原理
2、带式动输机传动示意图如下所示:2 .设计已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境 最高温度为35c ；2 ）使用折旧期：8年；3 ）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4 ）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V;5 ）运输带速度允许误差：± 5%6 ）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3.设计数据运输带工作接力F/N运输带工作速度/ （m/s）卷筒直径D/mm15001.12204 .传动方案本课题采用的是蜗轮蜗杆封闭式减速器传动5 .课程设计内容1）按照给定的数据及传动方案设计减速器装置;2）完成减速
3、器装配图1张（A0或A1）;3）零件工作图1 3张；4）编写设计计算说明书一份；:、总体传动方案的选择与分析1 .传动方案的选择该传动方案在任务书中已确定，采用一个一级蜗轮蜗杆封闭式减速器传动装置传 动，如下图所示：2 .传动方案的分析该工作机采用白是原动机为 Y系列的三相异步电动机，三相异步电动机在室 内比较实用，传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小；另外价格相对于其它种 类的各种原动机稍微便宜，在室内使用比较环保。传动装置采用一级蜗轮蜗杆减 速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比， 结构紧凑，传动平 稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但 采
4、用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所 以将它安放在高速级上。并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷 筒轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动， 所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的 标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高， 适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。、原动机的选择1 .原动机的功率的确定1）工作机各传动部件的传动效率及总效率：查机械设计课程设计手册书中表
5、1- 7得各传动部件的效率分别为:联轴器 0.99。995 ;蜗杆 0.450.95 ；轴承0.99（一对）;卷筒0.96工作机的总效率为：2总 联轴器蜗轮蜗杆3轴承卷筒0.71 0.892）原动机的功率:Fv 1500 1.11.65kw2）原动机的转速：60 1000Vn滚筒60 1000 1.122095.5r / min10001000Pw1.65Pd max2.32kw总min0.712 .原动机的转速的确定1）传动装置的传动比的确定：查机械设计课程设计手册书中表 13 -2得各级齿轮传动比如下:i蜗杆 840理论总传动比：i总i蜗杆8 40第一轴功率：P1Pd 01Pd联轴器第二轴
6、功率：P2P1 12P1轴承第三轴功率：P3P2 23P2轴承95.5r / min2.32 0.993 2.303kw蜗杆 2.303 0.98 0.80 1.806kw联轴器 1.806 0.99 0.98 1.75kwndn滚筒.i总(8 40)95.5 382.16 3820r / min3 .原动机的选择根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，可由机械设计课程设计手册书中表12 -1可选择合适的电动机。本设计选择的电动机的型号及参数如下表:型号额定功率满载转速最大转矩质量轴的直径Y100L2 -43kw1430r/min2.338 kg24mm四、传动装置运动及动力参数计算1 .各轴
7、的转速的计算1）实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比 噫=1430/95.5=14.9所以取b=152）各轴的转速：第一轴转速：n1 nm 1430r/min第二轴转速：n2 n1/n总1430/152 .各轴的功率3 .各轴的转矩第一轴转矩：T19550P1/n19550 2.303/143015.38N m第二轴转矩：T29550P2/n29550 1.806/95.5180.6N m第三轴转矩：T3 9550 P3/n渗借 9550 1.75/95.5 175N m 33 徐同五、蜗轮蜗杆的设计及其参数计算（用机械设计手册V3
8、.0设计的）1 .传动参数蜗杆输入功率：2.32kW蜗杆类型：阿基米德蜗杆（ZA型）蜗杆转速n1 ： 1430r/min蜗轮转速n2: 95.5r/min使用寿命：46080小时理论传动比：14.974蜗杆头数z1: 2蜗轮齿数z2: 30实际传动比i: 152 .蜗杆蜗轮材料蜗杆材料：45蜗杆热处理类型：调质蜗轮材料：ZCuSn10P1蜗轮铸造方法：离心铸造疲劳接触强度最小安全系数 SHmin； 1.1弯曲疲劳强度最小安全系数SFmin； 1.2转速系数Zn: 0.726寿命系数Zh; 0.903材料弹性系数Ze： 147NA0.5/mm蜗轮材料接触疲劳极限应力（T Hlim : 340N/
9、mmA2蜗轮材料许用接触应力（rH: 202.654N/mmA2蜗轮材料弯曲疲劳极限应力6Flim： 190N/mmA2蜗轮材料许用弯曲应力（rF: 158.333N/mmA23 .蜗轮材料强度计算蜗轮轴转矩T2:185.6N.m蜗轮轴接触强度要求：mA2d1 > 1355.784mmA3模数m:5mm蜗杆分度圆直径d1:50mm4 .蜗轮材料强度校核蜗轮使用环境：平稳蜗轮载荷分布情况：平稳载荷蜗轮使用系数Ka： 1蜗轮动载系数Kv: 1.2蜗轮动载系数Kv: 1.2导程角系数Y B : 0.906蜗轮齿面接触强度6H:200.532N/mmA2,通过接触强度验算！蜗轮齿根弯曲强度6F:
10、15.262N/mmA2,通过弯曲强度计算！5 .几何尺寸计算结果实际中心距a： 100mm齿根高系数ha*：1齿根高系数c*：0.2蜗杆分度圆直径d1: 50mm蜗杆齿顶圆直径da1: 60mm蜗杆齿根圆直径df1: 38 mm蜗轮分度圆直径d2: 150mm蜗轮变位系数x2: 0法面模数 mn： 4.903mm蜗轮喉圆直径da2： 160mm蜗轮齿根圆直径df2: 138mm蜗轮齿顶圆弧半径Ra2： 20mm蜗轮齿根圆弧半径Rf2: 31mm蜗轮顶圆直径de2： 161mm蜗杆导程角1 : 11.31轴向齿形角a x: 20°法向齿形角a n： 19.642°蜗杆轴向齿
11、厚sx1: 7.854mm蜗杆法向齿厚sn1： 7.701mm蜗杆分度圆齿厚s2: 7.854mm蜗杆螺纹长b1 > : 64mm蜗轮齿宽b2< : 45mm齿面滑动速度vs： 3.818m/s六、低速轴的设计计算及校核1、低速轴的设计计算1）选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢，调质处理.2）初估轴的最小直径已知功率为1.806kw , 转速为95.5r/min 。按扭矩初估轴的直径，查参考文献2中的表15-3，得Ao=106至118,考虑到安 装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则：I。A楫115偿06 317mm
12、又轴上有二个键槽 d2min 31.7(1 15%)35.8 则取 d?min 40mm3）轴的设计参数及校核 1、轴的总体设计信息如下：轴的编号：001轴的转向方式：单向恒定 轴的转速：95.5r/min 转矩：180600NI - mm 材料牌号：45调质 抗拉强度：650MPa弯曲疲劳极限：270MPa 许用静应力：260MPa 2、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴（用机械设计手册 V3.0设计的）轴的名称：阶梯轴轴的工作情况：无腐蚀条件功率：1.806kW所设计的轴是实心轴硬度（HB）: 230屈服点：360MPa扭转疲劳极限：155MPa许用疲劳应力：180MpaA 值为：1
13、18许用剪应力范围：3040MPa最小直径的理论计算值：31.44mm 满足设计的最小轴径：40mm3、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径左起第一段25mm 50mm一10mm60mm三58mm54mm四37mm50mm五47mm46mm六45mm40mm轴的总长度：222mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离 垂直面弯矩水平面弯矩轴向扭矩54mm 64mm 180600N- mm 65733N mm 180600NI- mm40mm 199.5mm 0N轴所受支撑的信息：50mm50mm4、支反力计算距左端距离12.5mm mm直径12.5mm111.5mm水平支反力Rh1
14、- 165000N。mm 0N mm距左端距离111.5mm5、内力x/mm-751.13N-2979.58N水平支反力Rh21374.71N571.6Nd/mm m1/N mm距左端距离垂直支反力Rv1垂直支反力Rv2m2/N mm12.550006454158249.12 38326.28111.55033002.0433002.04199.5 40165003.85.076、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标： 危险截面的弯矩M: 截面的计算工作应力:111.5mm33002.04N mm9.76MPa直径：50mm扭矩 T： 180600NI - mm许用疲劳应力：180MPa111.
15、5mm 处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过7、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：111.5mm危险截面的弯矩 M 33002.04N - mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62截面的疲劳强度安全系数S: 7.89111.5mm 处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：111.5mm危险截面的弯矩 M 33002.04N - mm截面的静强度安全系数：29.21111.5mm 处静强度校核通过结论：静强度校核通过8、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.059（ ° ）扭转刚度校核通过9、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：直径：5
16、0mm扭矢巨 T： 180600N mm（扭转作用）：1.89许用安全系数S : 2.0直径：50mm扭矢巨 T： 1806002 mm许用安全系数Ss : 1.8许用扭转变形：0.9/m丫 i/mmx/mm13.1250.00310826.250.00207239.3750.001036412.50537.25-0.001036662-0.001513786.75-0.0008758111.509125.31250.00097810139.1250.00212311152.93750.003591许用挠度系数：0.003最大挠度：0.003591mm弯曲刚度校核通过10、临界转速计算如下：当
17、量直径dv： 53.19mm轴截面的惯性距 I : 392906.75mmA4支承距离与L的比值：0.45轴所受的重力：400N支座形式系数入1: 9.0轴的一阶临界转速 ncr1 : 36614.45r/min5）低速轴的受力分析:蜗轮轴上的力：2T22 180600圆周力Ft - 2408Nd2150径向力 FrFt tan n 2408 tan20 876.44N2Tl2 15380 K1轴向力 Fa- 615.2Nd1506 ）低速轴零件图及各弯矩图和扭矩图（用机械设计手册V3.0设计的）: 零件图水平面弯矩:合成弯矩:扭矩：八 T 2NnmISOSOO七、联轴器的选择1、高速级联轴器
18、的选择1.1、 选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢，调质处理.1.2、 初估轴的最小直径已知扭矩为2.303kw , 转速为1430r/min 。按扭矩初估轴的直径，查参考文献2中的表15-3，得Ao=106至118,考虑到安 装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取Ao=115则：d1minAo3!- 1153产303 13.7mm 又 轴上有1个键槽 n . 1430d1min 13.7(1 7%)14.3 则取 d1min 20mm1.3、 载荷计算已知转矩Ti为15.380N.m ,查文献2中的表14-1得KA = 1.5Tca KA T
19、11.5 15.380 23.07N ?m1.4、 选择联轴器而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献1中的表8-5选用其型号为 LT3。它的公称扭矩为31.5N - m故满足要求。2、低速级联轴器的选择2.1、 载荷计算已知转矩丁2为376.476N.m ,查文献2中的表14-1得KA = 1.5Tca KA T21.5 180.6 270.9N ?m2.2、 选择联轴器而所选的联轴器为弹性套柱销联轴器，查文献1中的表8-5选用其型号为 LT7。它的公称扭矩为500Nm,故满足要求。八、低速级滚动轴承和键的校核1、低速级轴键的校核1,低速级轴蜗轮轴上键的校核（用机械设计手册V3.0设计的）平
20、键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =180600N - mm轴的直径d=54 mm 键的类型 sType =人型 键的截面尺寸bx h =16x10mm键的长度L=50mm键的有效长度L0 =34.000 mm 接触高度k =4.000 mm 最弱的材料 Met =钢 载荷类型PType =静载荷许用应力（T p =135 Mpa 计算应力（T p =49.183 MPa校核计算结果：（7 C 满足2,低速级轴联轴器上键的校核（用机械设计手册V3.0设计的）平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =180600 N - mm轴的直径d =40 mm 键的类型 sType =人型 键
21、的截面尺寸bxh=10x8 mm 键的长度L=32 mm 键的有效长度L0=22.000 mm 接触高度k=3.200mm最弱的材料Met=ffl载荷类型PType =静载荷许用应力（T p =135 Mpa 计算应力（T p =128.267 MPa校核计算结果：（7（7满足2、低速级滚动轴承的选用及校核1、设计参数（用机械设计手册 V3.0设计的）径向力 Fr=876.44 (N)轴向力 Fa=615.2 (N) 圆周力 Ft=2408 (N) 轴颈直径d1=50 (mm) 转速 n=95.5 (r/min)要求寿命Lh'=46080 (h)作用点距离L=99 (mm)Fr与轴承1
22、距离L1=47.5 (mm)Fr与轴心线距离La=75 （mm）温度系数ft=1润滑方式Grease二脂润滑2、选择轴承型号轴承类型BType二圆锥滚子轴承轴承型号BCode=30210轴承内径d=50 (mm)轴承外径D=90 (mm)轴承宽度B=22 (mm)基本额定动载荷C=73200 (N)基本额定静载荷Co=92000 (N)极限转速(脂)nlimz=4300 (r/min)3、计算轴承受力轴承1径向支反力Fr1=1252.69 (N) 轴承1轴向支反力Fa1=1015.24 (N)轴承2径向支反力Fr2=1456.31 (N)轴承2轴向支反力Fa2=1630.44 (N)4、计算当量动载荷当量动载荷P1=1503.23 (N)当量动载荷P2=1906.21 (N)5、校核轴承寿命轴承工作温度T=<=120 ( C)轴承寿命 L10=190812 (10A6 转)轴承寿命 Lh=33300574 (h)验算结果Test=合格九、润滑方式的选择1 .齿轮的润滑因齿轮的圆周速度为3.818m/s<12 m/s ,所以才用浸油润滑的润滑方式。低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高(不小于10mrm, 1/6齿轮。2 .滚动轴承的润滑因在减速器中各轴的轴颈圆周速度 v=0.29m/s所以采用脂润滑