带式输送机传动装置的设计与计算机械设计课程设计.docx

东 莞 理 工 学 院机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置的设计与计算学生姓名： 学 号： 系 别： 机械工程学院专业班级： 指导教师：起止日期：2016年11月2日至2017年1月7日机械设计课程设计任务书一 设计题目(一) 带式输送机传动装置的设计与计算二、传动布置方案带式输送机的传动装置如下图所示,为一级带传动,两级斜齿圆柱齿轮传动。三、传动装置工作条件已知带式输送机驱动滚筒的圆周力(牵引力) F 、带速V、卷筒直径D，输送机在常温下连续单向工作, 载荷较平稳, 工作寿命8年，每年300个工作日，每日工作8小时。四、原始数据学 号123456789101112F(kN)2.52.82.131.92.32.52.722.82.22.1V(m/s)1.451.451.71.951.71.451.71.71.451.951.951.45D(mm)340280320380300380300300280380320320学 号131415161718192021222324F(kN)32.32.72.432.52.12.22.32.82.62V(m/s)1.71.71.451.451.71.451.451.451.71.71.951.7D(mm)340340320300280380380360380300340380学 号252627282930313233343536F(kN)2.91.922.921.92.22.32.52.92.22.4V(m/s)1.451.451.71.71.951.951.71.951.951.951.71.7D(mm)320360320380300300300360300320380300学 号373839404142434445464748F(kN)2.72.42.32.72.32.52.42.72.22.02.22.4V(m/s)1.951.951.951.951.451.451.71.951.71.451.71.7D(mm)360320300280340280320380300380300300学 号495051525354555657585960F(kN)2.351.852.752.252.852.652.352.552.752.152.12.65V(m/s)1.81.71.41.91.41.31.61.51.31.651.351.45D(mm)350340300320300290300360270310260280五、设计要求1.按比例绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图一张（A0或A1）2.按比例绘制零件图两张3.编写设计计算书一份说明：要求在设计计算中加强计算机应用，至少采用计算机辅助绘图完成一张图纸。学生按表中学号对应数据进行设计。目 录1.传动装置总体设计11.1 选择电动机 11.2 传动装置的传动比 21.3 传动装置的运动和动力参数计算 21.4 带传动设计 42. 减速器内部传动设计 62.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计 62.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计123. 减速器外部传动设计184. 轴的设计194.1 I轴的设计194.2 II轴的设计 294.3 III轴的设计395. 减速器附件的选择 486. 润滑与密封 50设计小结 52参考文献 53设计计算及说明结果1. 传动装置总体设计1.1 选择电动机1.1.1.选择电动机的类型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380V。1.1.2.确定电动机所需功率Pw 按下试计算 式中Fw= 2700 N V= 1.95 m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 =0.96 代入上式得=5.4844 KW电动机的输出功率功率 P按下式 P=从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =据机械设计课程设计表12-8 =0.95，=0.97，=0.99（8级精度一般齿轮传动），=0.96，则有：=0.8326 所以电动机所需的工作功率为： P=6.587 KW1.1.3 确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i=35和带的传动比i=24。则系统的传动比范围为（24）*（35）*(35)=18100工作机卷筒的转速为 n=133.00 r/min 所以电动机转速的可选范围为 n=i=（18100）133.00 =239413300 r/min据机械设计课程设计表19-1可选择 Y132S2-2型三相异步交流电动机，其主要参数如表1.1所示 表1.1 Y132S2-2型电动机主要参数电机型号额定功率/KW同步转速/满载转速/Y132S2-27.5300029002.02.31.2 传动装置的传动比1）传动装置总传动比 i=2）分配到各级传动比 因为i=已知带传动比的合理范围为24。故取i。分配减速器传动比，因为i=i其中i为齿轮高速级的传动比，i为齿轮低速级的传动比。i=（1.31.5）i2.79故可先取i = 2.79 则i= 3.91.3 传动装置的运动和动力参数计算转速：n= 2900 输入功率：P=P= 6.587 kw输出转矩：T=9.55=9.55=216921轴：转速：n=输入功率：P=P输入转矩：T= 9.55=412162轴：转速：n=输入功率：P=P =6.01kw输入转矩：T= 9.55=1543743轴：转速：n输入功率：P 输入转矩：T9.55=413504 4轴（卷筒轴）：转速：n输入功率：P=P =5.770.990.96=5.484kw 输入转矩：T9.55393007 表4.1 各轴运动和动力参数轴 号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴6.587 2169229001轴6.2584121614502轴6.01154374371.7953轴5.77413504133.26卷筒轴5.484393007133.261.4 带传动设计1.4.1 确定计算功率P 据机械设计表8-8查得工作情况系数K= 1 。故有： P=KP =6.587kw1.4.2 选择V带带型 据P和n有机械设计图8-11选用A带。1.4.3 确定带轮的基准直径d并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径d由机械设计表8-7和8-9，取小带轮直径d=80mm （2）验算带速v，有： v= 因为 v 在530之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径d d1.4.4 确定V带的中心距a和基准长度L (1)据机械设计式8-20初定中心距a=324(2)计算带所需的基准长度 L2a+ 由机械设计表8-2选带的基准长度L=1100mm.（3）计算实际中心距 a 1.4.5 验算小带轮上的包角 1.4.6 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P由d和n查机械设计表8-4a得 P=1.64kw据n= 2900，i=2和A型带，查机械设计8-5得 P=0.34kw分别查机械设计表8-6得K=0.98 、K= 0.91 ，于是： P=(P+P)KK =(1.64+0.34) 0.910.98 =1.766kw（2）计算V带根数z z=3.73 故取 4 根。1.4.7 计算单根V带的初拉力最小值（F）由机械设计表8-3得A型带的单位长质量q= 0.105 。所以 （F）=500 = =120.627N应使实际拉力F大于（F）1.4.8 计算压轴力F压轴力的最小值为： （F）=2（F）sin =24120.627 =959.032N2. 减速器内部传动设计2.1高速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度； 3）材料的选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS； 4）选小齿轮齿数为Z= 23，大齿轮齿数Z可由Z=i 得Z= 89.7 取90 5）初选螺旋角=14。2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： d （1）确定公式中各数值 1）试选K=1.3。 2）由机械设计图10-20选取区域系数Z=2.433 3）由机械设计式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z =23.575 =1.643 4）由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。 = =123tan14/3.14 =1.7925 =0.6845）由机械设计表10-5查的材料的弹性影响系数Z=189.8MP6）由机械设计图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP。 由机械设计式（10-23）可得螺旋角系数Z 7）由机械设计式（10-15）计算应力循环次数1091.670410923/90=4.2688108由机械设计图10-23查取接触疲劳寿命系数K= 0.92 ； K= 0.94 。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，有 = = 取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 即 = =517MPa (2) 计算 1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得： = 36.525mm 2)计算圆周速度。 v= 3）计算齿宽b及模数。 b=136.525=36.525mm 4）计算实际载荷系数K。 已知使用系数K=1，据v= 2.773 ，8级精度。小齿轮是相对支承非对称布置，由机械设计图10-8、表10-4得K= 1.14 ，K=1.449 （插值法）。 齿轮的圆周力=2 41216/0.36525=2256.865N 61.79N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4故载荷系数： K=KKKK =1.14 1.0 1.4 1.449=2.3126 5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d=d=36.525 6）计算模数m m=44.256cos14。/23=1.867mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： m（1）确定计算参数 1）选用载荷系数。 =1.3 2）由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数/cos2=1.643/0.948=1.733 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-/120=1-1.64314/120=0.808 3）计算当量齿数。 Z=23/=25.178 Z=90/=98.52 4）查取齿形系数 由机械设计表10-17查得Y=2.63 ，Y=2.19 5）查取应力校正系数 由机械设计表10-18查得Y=1.59 ，Y=1.8 6）由机械设计图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP 7）由机械设计图10-22取弯曲疲劳寿命系数K= 0.9 ，K= 0.92 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： = =9）计算大、小齿轮的 ，并加以比较 = = 因为 小 齿轮的大于 大 齿轮的，所以取=0.0238（2）计算齿轮模数 m 4.调整齿轮模数 （1）计算实际载荷系数前的数据准备1)圆周速度v=1.35823/cos14=32.19mmv=2.444m/s b=32.19mm 2）齿高h及宽高比 b/h 2.251.358=3.0555 b/h=10.535mm 3)计算实际载荷系数K 据v= 2.444 ，8级精度。由机械设计图10-8、表10-4得K= 1.11 ，K=1.447 （插值法）。 齿轮的圆周力=241216/0.3219=2560.7953N 79.5525N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4 结合b/h= 10.535 ，查图10-13，得K=1.35 载荷系数K=KKKK=1.111.01.41.35=2.0979 由式（10-13）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，从标准中取= 2mm = d1cos22 =875.几何尺寸计算（1）计算中心距 a= 圆整为112mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=13.29（3）计算大，小齿轮的分度圆直径 d d （4）计算齿轮宽度 b= 圆整后取b= 52mm ，b=46mm 6 .主要设计结论 齿数=22 ，= 87，模数= 2 ，压力角，螺旋角=13.29 变位系数 ，中心距a= 112mm ，齿宽b=52mm ，b=46mm小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按8级精度设计2.2 低速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮； 2）选用8级精度； 3）材料的选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS二者的硬度差为40HBS； 4）初选小齿轮齿数为Z=23 ，大齿轮Z=65 5）初选螺旋角。2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： d （1）确定公式中各数值 1）试选K=1.3。 2）由机械设计图10-20选取区域系数Z=2.433 3）由机械设计式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z =arcos23cos20.562/(23+21cos14)=30.295 =arcos65cos20.562/(65+21cos14) =24.612 =23(tan30.295-tan20.562)+65(tan24.612-tan20.562)/2=1.6244）由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。 = =123tan14/ =1.825 = =0.6875）机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MP6）由机械设计图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP。 由机械设计式（10-23）可得螺旋角系数Z 7）由机械设计式（10-15）计算应力循环次数 1081.51555081108由机械设计图10-23查取接触疲劳寿命系数K= 0.9 ； K= 0.92 。9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%。安全系数S=1，有 =MPa =MPa 取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 即 = =506MPa (2) 计算 1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得： d 2)计算圆周速度。 v= 3）计算齿宽b及模数。 b= 59.18mm 4）计算实际载荷系数K。 已知使用系数K=1，据v= 1.152 ，8级精度。小齿轮是相对支承非对称布置，由机械设计图10-8、表10-4得K= 1.08 ，K= 1.456 （插值法）。 齿轮的圆周力=5217.10N 88.156N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4故载荷系数： K=KKKK =1.081.01.41.456 =2.2 5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d=d=59.181.19168=70.524 6）计算模数m m=70.524cos14/23=2.975mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： m（1）确定计算参数 1）选用载荷系数。 =1.3 2）由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y =1-1.82514/120 =0.787 3）计算当量齿数。 Z= Z= 4）查取齿形系数 由机械设计图10-17查得Y= 2.65 ，Y=2.25 5）查取应力校正系数 由机械设计图10-18查得Y= 1.59 ，Y=1.76 6）由机械设计图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP 7）由机械设计图10-22取弯曲疲劳寿命系数K=0.88 ，K=0.9 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： = =9）计算大、小齿轮的 ，并加以比较 = = 因为 大 齿轮的大于 小 齿轮的，所以取=0.0162（2）计算齿轮模数 m = =1.838mm4.调整齿轮模数 （1）计算实际载荷系数前的数据准备1)圆周速度v=1.83823/cos14=43.568mmv= b=43.568mm 2）齿高h及宽高比 b/h 2.251.838=4.135mm b/h=10.568mm 3)计算实际载荷系数K 据v= 0.848 ，8级精度。由机械设计图10-8、表10-4得K= 1.05 ，K= 1.451 （插值法）。 齿轮的圆周力=2154374/43.592=7082N 162.5N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4 结合b/h=10.535mm ，查图10-13，得K=1.35 载荷系数K=KKKK =1.051.01.41.35 =1.9845 由式（10-13）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，从标准中取=2.5 = 26 =i2=735.几何尺寸计算（1）计算中心距 圆整为128mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=14.8（3）计算大，小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 b= 圆整后取b= 74mm ，b=68mm 6 .主要设计结论 齿数= 26 ，= 73 ，模数= 2.5 ，压力角，螺旋角=14.8 变位系数 ，中心距a=128mm ，齿宽b=74mm ，b=68mm小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按8级精度设计 误差分析(误差应该在) 23.92.79=21.762 符合工程要求3. 减速器箱体结构尺寸计算箱座壁厚mm 取=8mm箱盖壁厚6.4mm 取=6mm箱座凸缘厚度b=1.5=12mm箱盖凸缘厚度=1.5=9mm箱座底凸缘厚度=2.5=20mm地脚螺栓直径=16mm 取=20mm地脚螺栓数目：因a=112mm ，故n=4轴承旁联接螺栓直径 取=16mm箱盖与箱座联接螺栓直径20 取=12mm两侧箱体内壁间距：l=（150200）mm，取l=150mm轴承端盖螺栓直径8mm 取=8mm视孔盖螺钉直径6mm 取=8mm定位销直径d=9.6mm 取d=10mm、到外箱壁距离：=22mm, =20mm, =26mm、到凸缘边缘距离：=20mm =24mm轴承旁凸台半径： 20mm凸台高度h=10mm外箱壁至轴承座断面距离=47mm大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内机壁距离 取12mm齿轮端面与内机壁距离，取=10mm箱盖、箱座肋厚：5.1mm 6.8mm4. 轴的设计4.1 轴的设计4.1.1轴上的功率P1、转速N1和转矩T1的计算在前面的设计中得到： 1轴：转速：n=输入功率：P=P输入转矩：T= 9.55=412164.1.2求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到高速级小齿轮的分度圆直径为： 所以F=F=F=F=Ftan=1823.31tan13.29=430.68N压轴力959.032N4.1.3初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有机械设计中的表15-3，取A= 120 ，于是就有d=A因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d= d=20.91mm又因为带型号为A型，带根数z=4 ，大带轮基准直径D=160mm故轴最小直径d=28mm4.1.4 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度）1.各段轴直径的确定如表位置直径(mm)理由28由前面算得带轮的孔径32为满足带轮轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， 2，故取=3235根据 =32 选取7207AC角接触球轴承其尺寸为35721738左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由2上得轴承的定位轴肩高度h= 1.5 ，因此取=3844取安装齿轮处的轴段直径44 38齿轮右端采用轴肩定位，取h= 3 ，则轴环处直径 38 。35见段理由。2.各轴段长度的确定如表位置长度（mm）理由52安装的大带轮轮毂宽度取，则可取该轴段长度83该段轴长度应考虑轴承端盖上的螺钉的装拆空间要求。轴承端盖上螺钉, 可结合图5-17和表14-81来选择：螺栓GB/T 5781 M825，轴承端盖凸缘厚度取10mm,调整垫圈厚度取2mm,轴承座孔加工凸台高度取5mm，预留轴承端盖外端面和大带轮端面间距离35mm, 于是，确定第二段轴长度：17可取轴承宽度B，即：mm90 52mm10mm29的确定应考虑轴承宽度、挡油盘的安装尺寸及倒角尺寸，取挡油盘为2mm薄板冲压结构，倒角取245，可取高速轴的装配方案如下图所示， 4.1.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图（上图）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7207AC 角接触球轴承，由于手册中查得a= 21mm。因此，确定简支梁的轴的支撑跨距=131mm 、= 112mm 、=34mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图LAB=L1 =131mm LBC=L2= 112mm LCD=L3=34mm（1）计算小齿轮轮齿的作用力: F=F=F=F=Ftan=1823.31tan13.29=430.68N压轴力959.032N（2）H面载荷分析建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出C截面的弯矩 Nmm（3）V面载荷分析集中力偶Nmm建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出：C左截面的弯矩 NmmC右截面的弯矩 Nmm在带传动压轴力作用下I轴的载荷分析N（方向未定）建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出弯矩： Nmm Nmm（5）合成弯矩计算由于带传动压轴力方向未定，计算合成弯矩时，假设作用下轴的弯矩方向与H面弯矩及V面弯矩的合力矩方向相同。可计算如下截面的合成弯矩：B截面的合成弯矩： NmmC截面左侧的合成弯矩： Nmm Nmm（6）转矩计算取折合系数，则可计算： Nmm可绘制转矩图，如图5-3所示。（7）计算弯矩的计算可计算如下截面的计算弯矩： Nmm Nmm Nmm 高速轴的受力分析 高速轴上的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力FNNNN弯矩M Nmm Nmm Nmm总弯矩 Nmm扭矩T Nmm4.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据2式（15-5）、表15-4及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6， 轴的计算应力 前已选定轴的材料为45 ，调质处理，由2表15-1查得=60 MPa。因此,故安全。4.1.7键连接的强度计算根据设计要求确定键的主要尺寸轴的直径d= 28mm ，键宽b键高h 87mm ，键长L= 50mm ，工作长度=L-b=42mm前已选定轴的材料为钢，载荷性质为轻微冲击，由2表6-2查得=100120 MPa。因此,故安全4.1.8轴承寿命计算查1表15-4可知7207AC 类轴承的基本额定动载荷29KN查2表13-4可知温度系数N根据2中表13-6载荷系数、表13-7可知接触时派生轴向力0.68434.49=295.45 N 0.681517.96=1032.21N 295.45+430.68 =726.13N通过比较可得轴承 被压紧, 轴承 被放松=295.45N 295.45+430.68 =726.13N求轴承当量动载荷和因为=e ，e由表13-5分别进行查表得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y =1.2(1.0434.49+01532.73)=521.39N1.2(11517.96+0726.13)=1821.55N验算轴承寿命因为 e由表13-5分别进行查表得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y =1.2 （1 3069+0）=3682.8N1.2 （0.41 2133.77+0.87 2869.6）=3045.68N验算轴承寿命因为 ,所以按轴承 的受力验算（球轴承）由2式13-5得 h该带式输送机传动装置要求工作8年，每年