哈工大机械设计课程设计带式运输机文档格式.docx

1、2.各轴的输入功率163.各轴的输出转矩17三.轴的设计计算18（一）高速轴（轴）的设计计算181.轴的基本参数-轴：182.选择轴的材料183.初算轴径184.确定联轴器195.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式196.确定轴承端盖的结构形式197.减速器机体结构方案208.轴承部件的结构设计209.轴上键校核设计22（二）中间轴（轴）的设计计算221.轴的基本参数-轴：222.选择轴的材料233.初算轴径234.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式245.确定轴承端盖的结构形式246.轴承部件的结构设计247.轴上键校核25（三）输出轴（轴）的设计计算261.轴的基本参数-轴：262.选

2、择轴的材料263.初算轴径264.确定联轴器275.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式276.确定轴承端盖的结构形式287.轴承部件的结构设计288.轴的强度校核309.校核轴承寿命32四.减速器附件的设计:32五.参考文献:33一、传动装置的总体设计（一）设计题目课程设计题目：带式运输机传送装置设计的原始数据要求：F=2500N；d=260mm；v=1.1m/s机器年产量：大批量；机器工作环境：清洁；机器载荷特性：平稳； 机器最短工作年限：6年2班。 （二）选择电动机1.选择电动机的类型根据参考文献2，按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2

3、.选择电动机的容量工作机的有效功率为：从电动机到工作机传送带间的总效率为：式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。联轴器选用弹性联轴器，轴承为角接触球轴承，齿轮为8级精度齿轮，由参考文献2表9.1取4=0.99,4=0.99,4=0.97,4=0.95。则：=1224324=0.9920.9940.9720.95=0.84所以电动机所需要的工作功率为：Pd=Pw=2.750.84kW=3.274kW3.确定电动机转速按参考文献2表9.2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为：nw=601000vd=601.1260=81 r/min所以电动机转速的可

4、选范围为：符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率：。根据电动机类型、容量和转速，由参考文献2表15.1以及有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速/（r/min）起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132M1-649602.0由参考文献2表15.2查得电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号HABCDEFGDGK132216178893880

5、1083312-bb1b2hAABBHAL12802101353156023818515电动机的外形尺寸图如下：（三）计算传动装置的总传动比1.总传动比为：i=nmnw=96081=11.852分配传动比：考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：i=1.4i=1.411.85=4.07i=11.854.07=2.91（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴n=nm=960 r/min轴n=ni=9604.07=235.9r/min轴n=ni=235.92.91=81 r/min卷筒轴 nw=n=81 r/min2.各轴的输入功率轴P=Pd1=3.2740.99 kW=3.

6、24kW轴P=P23=3.240.99 0.97kW=3.11kW轴P=P23=3.110.97kW=2.99kW卷筒轴 P卷=P21=3.110.99kW=2.93kW3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩为Td=9.55106Pdnm=9.551063.274960=3.26104 Nmm所以：轴T=Td1=3.261040.99 Nmm=3.22轴T=T23i=3.220.974.07 Nmm=1.26105 Nmm轴T=T23i=1.26105 2.91 Nmm=3.52卷筒轴 T卷=T21=3.520.99Nmm=3.45将上述计算结果汇总于下表得:轴名功率kW转矩 T/（Nmm）转速

7、 n/（r/min）传动比i效率电机轴3.273.2610410.99轴3.243.224.070.96轴3.111.26105235.92.91轴2.993.5281卷筒轴2.933.450.98二、传动零件的设计计算（一）高速齿轮传动1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为215255HBW，平均硬度236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。选用8级精度。2.初步计算传动主要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按照齿

8、面接触疲劳强度进行。由参考文献1式（6.21），即d132KT1du+1u（ZEZHZZH）2式中各参数为：1）小齿轮传递的扭矩T=3.222） 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt=1.11.8，本题初选Kt=1.43） 由参考文献1表6.6取齿宽系数d=1.1。4） 由参考文献1表6.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。5）初选螺旋角=12，由参考文献1图6.15查得节点区域系数为ZH=2.46。6）齿数比u=i=4.07 。7） 初选z1=19,则z2=i2z1=4.0719=77.33，取z2=77。由参考文献1式（6.1）得端面重合度=1.88-3.21z1+1z

9、2cos=1.88-3.2119+177cos12=1.63由参考文献1式（6.2）得轴面重合度=0.318dz1tan=0.3181.119tan12=1.41由参考文献1图6.16查得重合度系数Z=0.78。8） 由参考文献1图6.26查得螺旋角系数Z=0.99。9）许用接触应力由参考文献1式（6.26），即H=ZHHlimSH算得。由参考文献1图6.29e,图6.29a得解除疲劳极限应力Hlim1=570MPa,Hlim2=390MPa。小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为N1=60naL10h=609601.0282506=1.3824109N2=N1i=1.38241094.07=

10、3.4108由参考文献1图6.30查得寿命系数ZN1=1.0,ZN2=1.12（允许局部点蚀）。由参考文献1表6.7，取安全系数SH=1.0，得H1=ZN1Hlim1SH=1.05701.0MPa=570MPaH2=ZN2Hlim2SH=1.123901.0MPa=436.8MPa故取H=H2=436.8MPa。初算小齿轮1的分度圆直径d1t,得d1t32KT1du+1uZEZHZZH2=321.4322001.14.07+14.07189.82.460.780.99436.82mm=41.13 mm3.确定传动尺寸1）计算载荷系数。由参考文献1表6.3查得使用系数KA=1.0。v=d1tn1

11、601000=41.13960601000 ms=2.07ms由参考文献1图6.7得动载荷系数Kv=1.17。由参考文献1图6.12得齿向载荷分布系数K=1.11（设轴刚性大）。由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K=1.2，则K=KAKvKK=1.01.171.111.2=1.562）对d1t进行修正。因K于Kt有较大差异，故需对按Kt值计算出的d1t进行修正，即d1=d1t3KKt=41.1331.561.4mm=42.64mm3）确定模数mn。mn=d1cosz1=42.64cos1219mm=2.20mm由参考文献1表6.1，取mn=2.5mm。4）计算传动尺寸中心距：a=mn（z1+Z2）2cos=2.5（19+77）2mm=122.7mm圆整为a=125mm,则螺旋角=arccosmn（z1+Z2）2a=arccos2.5125=161537所以d1=mnz1cos=2.519cos16mm=49.479mmd2=mnz2cos=2.577cos16mm=200.521mmb=dd1=1.149.479mm=54.427mm取b2=b=55mm,b1=b2+510mm,取b1=60mm。