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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带式动输机传动示意图如下所示：图1.1
2、 带式运输机传动示意图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35； 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n/（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）完成减速器装配图1张（A0或A1）； 3）
3、零件工作图1 3张； 4）编写设计计算说明书一份；二、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的是原动机为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
4、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。三、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1- 7得各传动部件的效率分别为： ； ； 工作机的总效率为：
5、2）原动机的功率： 2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： 理论总传动比： 2）原动机的转速：3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=1430/95.5=14
6、.9所以取=152）各轴的转速：第一轴转速：第二轴转速：2各轴的功率第一轴功率：第二轴功率：第三轴功率：3各轴的转矩第一轴转矩：第二轴转矩：第三轴转矩：五、蜗轮蜗杆的设计及其参数计算(用机械设计手册V3.0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
7、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：147N0.5/mm蜗轮材料接触疲劳极限应力Hlim：340N/mm2蜗轮材料许用接触应力H：202.654N/mm2蜗轮材料弯曲疲劳极限应力Flim：190N/mm2蜗轮材料许用弯曲应力F：158.333N/mm23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:m2d11355.784mm3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：0.
8、906蜗轮齿面接触强度H:200.532N/mm2，通过接触强度验算！蜗轮齿根弯曲强度F:15.262N/mm2，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df1：38mm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：11.31轴向齿形角x：20法向齿形角n：19.6
9、42蜗杆轴向齿厚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)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: 又轴上有二个键槽 则取3 )轴的设计参数及校核 (用机
10、械设计手册V3.0设计的):1、轴的总体设计信息如下： 轴的编号：001 轴的名称：阶梯轴 轴的转向方式：单向恒定 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速：95.5r/min 功率:1.806kW 转矩：180600Nmm 所设计的轴是实心轴 材料牌号：45调质 硬度(HB)：230 抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa 弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa 许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180Mpa2、确定轴的最小直径如下： 所设计的轴是实心轴 A值为：118 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
11、、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 二 10mm 60mm 三 58mm 54mm 四 37mm 50mm 五 47mm 46mm 六 45mm 40mm 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 180600Nmm 65733Nmm 180600Nmm 40mm 199.5mm 0Nmm -165000Nmm 0Nmm 轴所受支撑的信息： 直径 距左端距离 50mm 12.5mm 50mm 111.5mm 4、支反力计算 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反
12、力Rv1 12.5mm -751.13N -2979.58N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 111.5mm 1374.71N 571.6N 5、内力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 12.5 50 0 0 64 54 158249.12 38326.28 111.5 50 33002.04 33002.04 199.5 40 165003.8 5.076、弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：111.5mm 直径：50mm 危险截面的弯矩M：33002.04Nmm 扭矩T：180600Nmm 截面的计算工作应力：9.76MPa 许用疲劳应力：180MPa 11
13、1.5mm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 直径：50mm 危险截面的弯矩M：33002.04Nmm 扭矩T：180600Nmm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89 截面的疲劳强度安全系数S：7.89 许用安全系数S：2.0 111.5mm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 直径：50mm 危险截面的弯矩M：33002.04Nmm 扭矩T：180600Nmm 截面的静强度安全系数：29.21 许用安全系数Ss：1.8 111.
14、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() 许用扭转变形：0.9/m 扭转刚度校核通过9、弯曲刚度校核如下： 挠度计算如下： x/mm i/mm 1 3.125 0.003108 2 6.25 0.002072 3 9.375 0.001036 4 12.5 0 5 37.25 -0.001036 6 62 -0.001513 7 86.75 -0.000875 8 111.5 0 9 125.3125 0.000978 10 139.125 0.002123 11 152.9375 0.003591 许用挠度系数：0.003 最大挠度：0
15、.003591mm 弯曲刚度校核通过10、临界转速计算如下： 当量直径dv：53.19mm 轴截面的惯性距I：392906.75mm4 支承距离与L的比值：0.45 轴所受的重力：400N 支座形式系数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：圆周力 径向力 轴向力6 )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)：零件图垂直面弯矩：水平面弯矩：合成弯矩：扭矩：七、联轴器的选择1、高速级联轴器的选择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、
16、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: 又轴上有1个键槽 则取1.3、载荷计算已知转矩为15.380N.m , 查文献2中的表14-1得 = 1.51.4、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31.5Nm，故满足要求。2、低速级联轴器的选择2.1、载荷计算已知转矩为376.476N.m , 查文献2中的表14-1得 = 1.52.2、选择联轴器而所选的联轴器为弹性套柱销联轴
17、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)平键连接（静连接）校核计算结果 传递的转矩 T =180600Nmm 轴的直径 d=54 mm 键的类型sType =A型键的截面尺寸bh =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p =135 Mpa 计算应力p =49.183 MPa 校核计算结果： 满足2, 低速级轴联轴
18、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 Nmm 轴的直径 d =40 mm 键的类型sType =A型键的截面尺寸bh=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=钢 载荷类型PType =静载荷许用应力p =135 Mpa 计算应力p =128.267 MPa 校核计算结果： 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 (
19、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=脂润滑2、选择轴承型号轴承类型 BType=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=1
20、252.69 (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 ()轴承寿命 L10=190812 (106 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/s12 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10mm），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。12