1、Zhejiang Ocean University機械課程設計說明書帶式運輸機傳動裝置設計姓名： 天基工作室 指導老師目 錄一、 設計任務3二、 傳動方案的分析和擬定3三、 電動機的選擇4四、 傳動零件的設計計算5五、 減速器箱體設計9六、 軸的結構設計11七、 軸承的校核17八、 鍵的校核19九、 軸承的潤滑及密封21十、 小結21第一節 設計任務 運輸機工作原理：電動機的傳動力通過減速器帶動滾筒轉動。其執行機構如下：原始數據：1） 運輸帶工作拉力F=6KN；2） 運輸帶工作速度V=1.3m/s；3） 滾筒直徑D=400mm；4） 滾動效率=0.95；5） 工作情況：兩班制，連續單向轉動，載

2、荷較平穩；6） 工作環境：室內，灰塵較大，環境最高溫度35°C；7） 使用折舊期8年，4年大修一次；8） 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。第二節 傳動方案的分析和擬定方案一：傳動方案簡圖如下： 該方案優點：傳動效率高，結構緊湊，傳動比較平穩，適合單向連續傳動，對工作的環境適應性強。缺點：制造及安裝精度要求高，價格較貴。方案二：傳動方案簡圖如下：第三節 電動機的選擇（1） 電動機的功率P0=0.84其中=0.98 =0.99 =0.98 =0.95 =0.95分別為二級減速器，滾筒，彈性聯軸器，剛性聯軸器，圓錐滾子軸承的傳動效率。以上數據均有1表1-15查得。(2) 電

3、動機的選擇根據及其工作環境，查1表F1-2：選用型號電動機，主要參數如下：電動機型號額定功率KW滿載轉速r/min起動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩質量Kg同步轉速1000r/min109701.41.8148評析：此型號電動機，額定功率略高于工作功率，不會造成過載或空載，可延長電動機使用壽命。此型號為“封閉”型。適于灰塵多等惡劣環境下工作。（3）聯軸器的選擇電動機到減速箱之間的聯軸器，由于轉速較快選用彈性聯軸器。=1.8KN/1.5=1200KN查1得選用彈性柱銷聯軸器，型號為。主要參數：公稱扭矩，=1250， 許用轉速為2800r/min，轉動慣量為3.4Kg/，質量m=22Kg 減速箱

4、到滾筒之間的聯軸器，由于此處轉速不大，故選用凸緣聯軸器，型號為。主要參數：公稱扭矩=100Nm，許用轉速r/min。（4）齒輪傳動比確定 =970/62.1=15.62 根據經驗對于圓錐-圓柱齒輪，可取圓錐齒輪傳動比=0.25，并盡量使，最大允許到4，以使圓錐齒輪直徑較小， （5）傳動裝置的運動和動力參數的計算1） 各軸輸入功率 =，=9.10*0.99*0.98=8.83KW=8.83*0.99*0.98=8.57KW2） 各軸轉速 =970 r/min =970/3.91=248r/min =248/3.99=62r/min3） 各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩：=9550=9550*9.29/

5、970=91.46Nm軸1：=91.46*1*0.98=89.63Nm軸2：=89.63*4*0.98*0.99=347.84 Nm軸3：=347.84*4*0.99*0.98=1349.9Nm上面各式中，分別為彈性聯軸器，圓錐滾子軸承的傳動效率 為軸1與軸2間齒輪傳動效率，為軸2與軸3的間齒輪傳動效率第四節 傳動零件的設計計算1 圓錐齒輪傳動設計1）運輸機為一般工作，速度不高，選用7級精度2）材料選擇：由表10-1選擇用小齒輪材料為40Gr（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS .3）選擇小齒輪齒數為 取 4）確定齒輪許用應力 因為工作為2班制，連續單向運轉

6、，所以 查圖1018 1019 可得 查圖1021 d 得 取失效率為1%，安全系數，彎曲疲勞安全系數 所以 小齒輪所需傳遞轉矩 由表102 查得 按圖108 取 由表106 查得 5） 計算小齒輪直徑及齒數模數： 直齒圓錐齒輪 mm 取整 m=3 所以 6） 齒輪彎曲強度校驗a) 齒形系數 齒輪節錐角 當量齒數： 由表105 查得 b) 應力修正系數 由表105 查得 c) 齒根彎曲強度效驗 d) 圓錐齒輪主要尺寸 經過計算，既滿足齒面接觸疲勞強度，又做到結構緊湊。2 圓柱齒輪傳動設計 1)選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數a) 由圖的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b) 運輸機一般選用7級精

7、度c) 材料選擇和錐齒一樣，小齒輪材料為40Cr（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBSd) 選小齒輪齒數 2）齒面接觸強度設計 a) 試選載荷系數 b) 小齒輪傳遞的轉矩 c) 由表107 選取 d) 由表106 查得 e) 由圖1021 d查得 f) g) 由圖1019 查得 h)計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1% S=1 即 計算圓周速度 計算齒寬b 所以 計算載荷系數：根據 V 7級精度 又圖108 查得 直齒輪，假設 由表查得 由表102 查得使用系數 由表104 查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時 由 查1013 圖得 所以 按實驗的載荷系數校正所算

8、得的分度圓直徑 計算模數m 3）按齒根彎曲強度設計 a) 確定公式內的各計算值 b) 由圖1020 c查得小齒輪的彎曲強度疲勞極限 大齒輪的彎曲疲勞極限 c) 由圖108 查得彎曲疲勞壽命系數 d) 計算許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4 e) 計算K f ) 查取齒型系數 由表105 查得 g) 查取應力校正系數 由表105 查得 h) 計算大小齒輪的 并加以比較 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根計算的模數，由于m的大小取決于彎曲強度所決定承載能力可取m=3 驗算： 合適第五節 減速器箱體設計本方案采用圓錐齒圓柱齒輪傳動，故中心距a取圓柱齒輪傳動中心距， a=228

9、mm。機體結構尺寸如下（由3表3得）： 機座壁厚 =0.025a+3=8.7 故取=9mm機蓋壁厚 =0.02a+3=7.58故取=8mm機座凸緣厚度 b=1.5=1.58=13.5mm機蓋凸緣厚度 =1.5=12mm機座底凸緣厚度 =2.5=22.5mm地腳螺釘直徑 =0.036a+12=20.208mm 取=20地腳螺釘數目 a250,故取n=4軸承旁聯接螺栓直徑 =0.75=15mm 取=16mm機蓋與機座聯接螺栓直徑 =0.5=10mm 聯接螺栓的間距 取=180mm軸承端蓋螺釘直徑 =0.5=10mm窺視孔蓋螺釘直徑 =0.4=8mm 定位銷直徑 d=0.8=8mm 至外機壁距離 =

10、22mm至外機壁距離 =18mm至外機壁距離 =26mm至凸緣邊緣距離 =16mm至凸緣邊緣距離 =24mm軸承旁凸臺半徑 =14mm凸臺高度 h=50mm(便于扳手操作為準)外機壁至軸承座端面距離 大齒輪頂與內機壁距離 =10.8mm>1.2大齒輪端面與內機壁距離 =9mm>機蓋厚 =0.85=6.8mm 機座肋厚 m=0.85=7.65mm 軸承端蓋外徑 =(D為軸承外徑)軸承端蓋凸緣厚度 t=910.8mm 取10mm軸承聯接螺栓距離 =由表及以前零件設計尺寸得：a=10mm，L=65mm，B=65mm，S=9mm，l=230mm，=8mm第六節 軸的結構設計第一根軸的設計1

11、 對軸1：選用45號鋼（1） 初步設計軸徑 其中p=9.1KW為該軸傳遞功率，n=970r/min為該軸轉速查表15-3 A=112 為該軸許用切應力所確定的系數所以，=23.6mm根據=23.6mm可確定聯軸器的型號，聯軸器的轉矩：取查機械零件設計手冊，按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，采用彈性套柱銷聯軸器TL6型，半聯軸器的孔徑，長度L=82,聯軸器與軸的配合長度，取2 軸的結構設計 （1）擬訂軸上零件的裝配方案 （2）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度 為了滿足軸向定位的要求，在處左邊設一軸肩，取=37mm，右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑40mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯

12、軸器上，故-段長度比少短些，現取 初選軸承為滾動軸承，根據 選取軸承30308，基本尺寸為 故 ，則取， 由于輪轂寬度為52mm為 了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂 ， 所以 軸承蓋的總寬度取為30mm，軸承距離箱體內壁為8mm，齒輪距離箱體內壁a=16mm根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取3 軸上零件的周向定位 齒輪和半聯軸器都采用平鍵聯接。按由手冊查得平鍵截面，齒輪輪轂與軸的配合為，同理半聯軸器與軸聯接鍵截面同上，與軸配合為4 軸的校核載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩MM= 57158.4 N mm 總彎矩M=扭矩T 軸1 彎矩圖： 第二根軸的設計1 確

13、定軸上有關數據 2 作用在軸上的力：小齒輪的分度圓直徑為，大齒輪分度圓直徑為 3 初步確定軸的最小徑，軸材料為45鋼，經調質處理。取 顯然此處為軸的最小徑，即此處軸與軸承的內徑相同。4 軸的軸向結構設計： （1） 為了滿足軸向定位的要求，在軸-處右邊設一軸肩，取，左右兩端用軸承端蓋封閉 （2） 初選軸承為滾動軸承，根據，選取型號32009，基本尺寸為，取，齒輪和軸承之間用軸環確定距離，軸的左端采用軸肩結構，取h=5mm，故，由此可知取 （3） 由于右邊的錐齒輪轂寬度為62.4mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取，同理，柱齒輪轂為95，取5 軸的周向結構設計：齒輪和軸

14、采用平鍵聯接，按由手冊查得平鍵為： 選擇齒輪輪轂與軸的配合為，按，得平鍵尺寸為 ，齒輪輪轂與軸的配合為5 軸的校核軸2 載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩Mh 總彎矩M1=扭矩T 彎矩圖： 第三根軸的設計：1 確定輸出軸上的功率，2 作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為 3 初步確定軸的最小直徑為，顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯軸器的孔徑相同，需要確定聯軸器的型號。聯軸器的轉矩，取 采用彈性塊聯軸器HL5型，半聯軸器孔徑，長度142mm，聯軸器與軸的配合長度為 ，取4 軸向結構設計： （1） 為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設一軸肩，取，右端用軸承擋圈擋住，按軸承直徑取擋圈直

15、徑66mm，為保證軸承擋圈只壓在聯軸器上，故段長度比少短些，現取 （2） 初選軸承為滾動軸承30313，根據，在軸承中選取0基本游隙組，尺寸為 ，故取，而，其右端采用軸肩進行定位，取h=6mm,故 （3） 由于輪轂寬等于80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取左端采用軸鍵定位，軸肩高度，則h=6mm,所以油環處直徑 （4） 軸承蓋的總寬度為20mm,軸承距離箱體內壁為12mm，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加添加劑的要求，取端蓋的外端與聯軸器左端的距離為,故 （5） 取齒輪距箱體內壁的距離a=16mm,錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在

16、確定滾動軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離S，取S=8mm,已知滾動軸承寬度T=36mm,大錐齒輪輪轂寬長為50，則 5 軸上零件的周向定位：根據查得鍵截面為，齒輪輪轂與軸配合為 ，同樣半聯軸器與周的聯接所用平鍵尺寸為，半聯軸器與軸的配合為6 軸的校核：軸2 載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩Mh 總彎矩M1=扭矩T 彎彎矩圖： 第七節 軸承的校核由于中間軸有兩個齒輪，所受動載荷比較大，所以這里只需要校核中間軸二軸承的壽命。（一）兩軸承所受徑向載荷由上，軸強度的計算知1 .軸垂直面支反力2.軸水平面支反力3.兩軸承所受的徑向載荷即合成后的支反力（二）計算軸承所受的軸向載荷1.計算內部軸向力

17、軸承型號32009，為圓錐滾子軸承，由標準查得性能參數為由表21-11，圓錐滾子軸承的內部軸向力，則2.計算軸承所受的軸向載荷軸上個軸向力的方向 由式（21-8），（21-9）可列出取兩者中較大者取兩者中較大者（三）計算當量動載荷由式（21-5），由表21-8取沖擊載荷因數。系數X，Y與判斷因子e有關，由手冊中查的32009軸承，軸承 故,則軸承 故,則(四)壽命計算因,且兩軸承型號相同，故只按軸承計算壽命即可。取由式（21-7）有壽命高于43800 ，故滿足壽命要求。（五）靜強度計算1.計算軸承靜載荷由式（21-13），當量靜載荷,由表21-13，32009型圓錐滾子軸承,故2 .驗算靜強度

18、因,且兩軸承型號相同，故只按軸承計算壽命即可。取。由表21-14，取靜強度安全因數。由式（21-14） 故滿足靜強度要求。 第八節 鍵的校核設定輸入軸與聯軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與聯軸器之間的鍵為鍵5。 鍵的類型1、根據軸的直徑選擇鍵根據條件選取的鍵型號規格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b=10mm h=8mm L=28mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=10mm h=8mm L=28mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=12mm h=8mm L=40mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=56mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=70mm 鍵6：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=63mm 2、校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉距T1=89.63N·m鍵2受到的轉距T2=89.63N&#