课程设计：带式输送机传动装置设计.doc

机械设计课程设计设计计算说明书 设计题目：带式输送机传动装置设计设 计 者： 聂敦高学 号： 10130240专业班级： 机械-1005班指导教师： 李 克 旺完成日期： 2012年12月 12 日北京交通大学海滨学院目 录一 课程设计的任务3二 电动机的选择4三 传动装置的总传动比和分配各级传动比5四 传动装置的运动和动力参数的计算6五 传动零件的设计计算7六 轴的设计、校核16七 滚动轴承的选择和计算20八 键连接的选择和计算21九 联轴器的选择22十 润滑和密封的选择23 十一箱体的设计24十二 设计总结27十三 参考资料28一、 课程设计的任务1设计目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2设计题目：带式输送机传动装置设计。带式输送机已知条件：方案编号12345678910输送带工作拉力F(N)3400330031502550245024001400130012001100输送带工作速度V(m/s)0.750.800.901.101.101.152.02.12.22.25鼓轮直径D(mm)2452402352302252202302252202153.设计任务1选择（由教师指定）一种方案，进行传动系统设计；2确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算；3进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数；4对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图（草图和正式图各1张)；5校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；6绘制中间轴及中间轴大齿轮零件工作图（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；7编写课程设计说明书。4传动装置部分简图二、电动机的选择1电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。2 确定电动机输出功率Pd电动机所需的输出功率Pd=Pw/ 其中：Pw-工作机的输入功率-由电动机至工作机的传动总效率工作机的输入功率：总效率 =3轴承2齿轮2联轴器带 查表可得：带 =0.97， 轴承=0.99，齿轮=0.98， 联轴器=0.99，则 = 0.9930.9820.9920.97= 0.886 电动机所需的功率：Pd = Pw/=2.475/0.886=2.793 Kw3确定电动机转速工作机转速nw nw= r/min确定电动机转速可选范围:双级圆柱齿轮传动比范围为i减=1220，则电动机转速可选范围为:nd=nw i总=( 1220) nw = ( 1220)199.97 =2399.643999.4 r/min其中： i总= i减=1418i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有 750、1000、1500 、3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减14时，来确定电机同步转速）。4.确定电动机型号根据所需效率、转速，由机械设计手册 或指导书选定电动机： Y100L-2 型号（Y系列）数据如下: 额定功率: P=3 kw (额定功率应大于计算功率)满载转速：nm =2880r/min （nm电动机满载转速）同步转速： 3000r/min电动机轴径: 28mm电动机轴长: 60mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1传动装置的总传动比i总= i减= nm/ nw = 2880/199.97 =14.4nw工作机分配轴转速2分配各级传动比减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。i减=i高*i低i高高速级传动比i低低速级传动比建议取： i高=（1.21.3)i低则： i减= （1.21.3) i2低 i低= i高=1.3 i低=1.33.382=4.326 四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）：n=nm/i带=2880 r/min轴（中间轴）：n= n/ i高=2880/4.326 =665.74 r/min轴（低速级大齿轮轴）：n=n/i低=665.74/3.328=200.04 r/min轴（与轴通过联轴器相连的轴）: nW= n=200.04 r/min2计算各轴的输入功率和输出功率轴： P入=Pd联轴器带=2.7930.99 =2.765 kwP出= P入轴承=2.7650.99 =2.737 kw轴： P入= P出齿轮 =2.7370.98 =2.682 kwP出= P入轴承 =2.6820.99 =2.655 kw轴： P入= P出齿轮 =2.6550.98 =2.602 kwP出= P入轴承 =2.6020.99 =2.576 kw轴: P入= P出联轴器 = 2.5760.99 =2.550 kwPW=P出= 2.5500.99 =2.474 kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩 公式: T=9.55106P/n (Nmm) 轴：T入=9.55106P入/ n=9.55106(2.765/2880)=9169 (Nmm) T出=9.55106P出/ n=9.55106(2.737/2880)=9076 (Nmm) 轴：T入=9.55106P入/ n=9.55106(2.682/665.74)=38473 (Nmm) T出=9.55106P出/ n=9.55106(2.655/665.74)=38086 (Nmm) 轴: T入=9.55106P入/ n=9.55106(2.602/200.04)=124220 (Nmm) T出=9.55106P出/ n=9.55106(2.576/200.04)=122979 (Nmm) 轴：T入=9.55106P入/ n=9.55106(2.550/200.04)=121738 (Nmm) TW=T出=9.55106P出/ n =9.55106(2.474/200.04)=118110 (Nmm) 电机输出转矩: T=9.55106(2.793/2880)=9262 (Nmm) 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率P（kw）转矩T （Nmm）转速n（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴-2.793-926228801-轴2.7652.7379169907628804.326 -轴2.6822.6653847338086665.743.328-轴2.6022.576124220122979200.041-轴2.5502.474121738118110200.04五、传动零件的设计 设计高速级齿轮1.选精度等级、材料及齿数，齿型1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮。2)材料选择。由表101选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 1009588)4)选小齿轮齿数124，大齿轮齿数2114.32624=103.824,取 Z2=104。5)选取螺旋角。初选螺旋角，左旋。2.按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即1)确定公式内的各计算数值(1)试选 (2)由图1030，选取区域系数(3)由图1026查得 +=0.78+0.87=1.65(4)计算小齿轮传递的转矩 T=95.510P/n=95.5102.737/2880=9076 (5)由表107选取齿宽系数(6)由表106查得材料的弹性影响系数(7)由图1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限(8)由式1013计算应力循环次数(9)由图1019查得接触疲劳强度寿命系数(10)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式1012得2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得(2)计算圆周速度(3)计算齿宽b及模数(4)计算纵向重合度(5)计算载荷系数K已知使用系数根据，7级精度，由图108查得动载荷系数由表104查得由图1013查得假定，由表103查得故载荷系数 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式1017 1)确定计算参数(1)计算载荷系数(2)根据纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数(3)计算当量齿数(4)查取齿形系数由表105查得,(5)查取应力校正系数由表105查得,(6)由图1020c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(7)由图1018查得弯曲疲劳强度寿命系数(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式1012得(9)计算大小齿轮的大齿轮的数据大2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则4.几何尺寸计算1)计算中心距 调整中心距: () 所以改变使中心距满足要求。 所以 取，则重新计算中心距将中心距圆整为2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正验算中心距：所以中心距满足要求；3)计算大、小齿轮的分度圆直径4)计算大、小齿轮的齿根圆直径5)计算齿轮宽度圆整后取； 5.验算合适、设计低速级齿轮1.选精度等级、材料及齿数，齿型1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2)材料选择。小齿轮材料为40钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4)选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z2Z13.32824=79.87，取=80。 2.按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式109a进行试算，即 1)确定公式各计算数值(1)试选载荷系数(2)计算小齿轮传递的转矩T=95.510P/n=95.5102.655/665.74=38086(3)由表107选取齿宽系数(4)由表106查得材料的弹性影响系数(5)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限(6)由式1013计算应力循环次数(7)由图1019曲线1查得接触疲劳强度寿命系数， (8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式1012得 2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值(2)计算圆周速度v (3)计算齿宽b(4)计算齿宽与齿高之比 bh (5)计算载荷系数K 根据，7级精度，由图108查得动载荷系数 假设，由表103查得 由表102查得使用系数.25由表104查得 由图1013查得故载荷系数 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为1)确定公式内的计算数值(1)由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2)由图1018查得弯曲疲劳寿命系数， (3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由式1012得 (4)计算载荷系数(5)查取齿形系数由表105查得，(6)取应力校正系数 由表105查得(7)计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数1.66，并就近圆整为标准值2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有，取大齿轮齿数取4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径2)计算齿根圆直径3)计算中心距将中心距圆整后取。4)计算齿宽取5.验算合适六.中间轴（轴） 1.中间轴上的功率转矩 2.求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 3.初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取，于是由式152初步估算轴的最小直径中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%15%，取增大12%得，圆整的。这是安装轴承处轴的最小直径,由高速级轴知。4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)初选型号6207的深沟球轴承参数如下，基本额定动载荷基本额定静载荷，故。轴段1和5的长度相同,故取。(2)轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径, 轴肩高度,取 ，。(3)轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，(4)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见图93。图93 中间轴的结构布置简图5.轴的受力分析、弯距的计算1)计算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)计算转矩并作转矩图 4）计算当量弯矩 6.作受力、弯矩和扭矩图图94轴受力、弯矩和扭矩图七.滚动轴承的选择和计算1)校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取, 故因为，校核安全。该轴承寿命2)校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。八.选用校核键1)低速级小齿轮的键由表61选用圆头平键（A型），小齿轮轴端直径d=40mm,，小齿轮齿宽B=75mm，。 由式61，查表62，得 ，键校核安全2)高速级大齿轮的键 由表61选用圆头平键（A型），大齿轮轴端直径d=40mm，大齿轮齿宽B=45mm，。 由式6，查表62，得 ，键校核安全8.按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，3处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面， 所以满足要求根据式155，并取， 由表查得，校核安全。九.联轴器的选择 1、选用类型及型号 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器，轴选型号 LT5，轴选型号LT6。 2、校核 1）、轴上联轴器 计算联轴器的计算转矩 取 , 轴转速n=2880r/min 轴径d=28mm 从弹性套柱销联轴器（GB/T 4323-2002）查得LT5公称转矩 许用转速n=4600r/min 轴径为 25-35mm之间 联轴器合用2）、轴上的联轴器 计算联轴器的计算转矩 取 , 轴转速n=200.04r/min 轴径d=32mm从弹性套柱销联轴器（GB/T 4323-2002）查得LT6公称转矩 许用转速n=3800r/min 轴径为32-42mm之间 联轴器合用十. 润滑密封设计（1） 齿轮的润滑：除少数低速（v0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。本设计高速级圆周速度v12m/s，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于3050mm。为有利于散热，每传递1KW功率的需油量约为0.350.7L。齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：V2.5可选用中极压齿轮油N320。（2）轴承的润滑当减速器中浸油齿轮的圆周速度v1.52m/s时，油飞溅不起来，应选用脂润滑。十一.箱体结构的设计 减速器的下箱体采用铸造（HT200）箱盖采用(HT150)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为Ra6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果机座壁厚8机盖壁厚8机盖凸缘厚度12机座凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M16机盖