机设设计课程设计-带式输送机传动装置的设计.doc

项 目计 算 及 说 明结 果提供全套，各专业毕业设计一设计题目二原始数据及工作要求三设计内容及安装步骤1.电动机所需功率2.确定电动机的转速3.求传动装置的总传动比i总，并分配（1）总传动比i总（2）分配传动比（3）分配减速器各级传动比4.计算传动装置运动和动力参数（1）各轴的转速：（2）各轴的输入功率：（3）各轴的输出功率（4）各轴的输入转矩：（5）各轴的输出转矩：5.带传动的设计（1）确定计算功率pca：初选i、iii轴的最小直径高速及齿轮的设计高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计轴的设计及强度校核（1）求输出轴上的功率，转速，转矩（2）求作用在齿轮上的力（3）初步确定（4）轴的结构设计带式输送机传动装置的设计图如下：1电动机2带传动3圆柱直齿轮减速器4联轴器5滚筒6输送带原始数据：滚筒直径（mm）输送带速度v（m/s）输送带从动轴的扭矩t(nm)寿命（年）3500.365010工作要求： 每日两班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为5%。（1） 转筒的速度：工作机的工作功率：电动机功率：带传动的传动效率： 轴承的传动效率： 齿轮的传动效率： 联轴器的传动效率： 卷筒的传动效率： 由电动机到运输带的总效率：（2）转筒的转速n=16.37 r/min按机械设计课程设计指导书表一推荐的传动比合理范围，取v带传动比，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比的合理范围为，所以电机转速的范围是：符合这一范围的同步转速有：750，1000，1500 r/min.根据pd和转速查相关手册有以下两种电机型号，所以有两种传动比方案：方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速(r/min)总传动比同步转速满载转速1y90l-41.51500140085.522y100l-61.5100094057.42综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第一种方案比较合适，所以选择电机为y90l-4 。其主要性能如下表：型号额定功率（kw）满载时转速(r/min)电流（380伏时）a效率（%）功率因数y90l-41.514003.7790.79起动电流起动转矩最大转矩额定电流额定转矩额定转矩6.52.22.2电动机主要外形和安装尺寸如下：中心高h90外形尺寸l(ac/2ad) hd340257.5195底脚安装尺寸ab140125地脚螺栓孔直径k10轴伸尺寸db2450装键尺寸部位fgb827(1)由公式i总nm为满载时的转速。（2） 分配传动装置的传动比i总i减其中i外包括：带、齿轮、锥齿轮的传动比i减为减速器的传动比。由指导书查得圆柱齿轮减速器的i减=840，先取=i减=20，所以合适。（3）i减 =20带传动的装置中i减i低（i高为高速级的传动比，i低为低速级的传动比）查机械设计课程设计指导书可知：i齿所以（1）各轴的转速：i轴：ii轴：iii轴：卷筒轴：（2）各轴的输入功率：i轴：ii轴：iii轴：卷筒轴：（3）各轴的输出功率：i轴：ii轴：iii轴：卷筒轴：（4） 各轴的输入转矩： 电动机的输出转矩：i轴：ii轴：iii轴：卷筒轴：（5）各轴的输出转矩：i轴：ii轴：iii轴：卷筒轴：运动和动力参数整理如下：名称功率p/kw转矩t/nm转速n(r/min)输入输出输入输出电机1.419.6181400轴i1.35361.326539.4838.69327.41轴ii1.2871.2613187.7183.9565.48轴iii1.2231.1985719.3137.4.9416.37卷筒轴1.18671.1629692.48678.6316.37（1）确定计算功率pca： （1）查机械设计表8-7得工作情况系数ka=1.2，所以pca=kap=1.2x1.41=1.692 kw（2）选择v带的类型：又pca=1.692 kw，no=1400r/min查图8-11选用z型带比较合适。（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速：a.初选小带轮的直径dd1=80mmb.验算带速v：由公式因为，所以带速合适。c.计算大带轮的基准直径i带圆整为（4）.确定中心距和基准长度a.由初选b.带的基准长度：由表8-2选带的基准长度c.按式8-23计算实际中心距.变动范围：(5).验算小带轮的包角(6).计算小带轮的根数za.计算单根v带的额定功率由和查表8-4a得：由，i=4.276和z型带查表8-4b得查表8-5的，由表8-2得于是：b.计算v带的根数：取z=5（7）计算单根v带的初拉力的最小值由表8-3的z型带的单位长度质量q=0.06kg/m所以：应使带的实际初拉力（8）计算压轴力压轴力的最小值为：（9）演算大带轮的带速：滑动率： 在传动中变动不大，故可以考虑。则大带轮的带速在误差允许范围内，所以适合。轴的材料初选45号钢：由机械设计教材p370页15-2得：按选的轴材料于表15-3查得轴i：轴iii：与联轴器连接的轴端面需要开一个键槽，查机械设计教材p371知直径的轴有一个键槽时，轴颈增大5%7%所以查机械设计教材p351工作情况ka：由表14-1得ka=1.3故查零件手册，选用滚子链联轴器gl8，轴孔直径d=48mm，轴孔长112mm（1）初选齿轮类型，精度等级，材料及齿数：a.按照设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动b.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（gb 10095-88）c.材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为180hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbsd.选小齿轮齿数z=20，大齿轮齿数z=i高xz1=5x20=100（2）按齿面接触强度设计：由验算公式10-9a进行验算：即：1确定公式内各计算数值：a.试选载荷系数b.计算小齿轮传递的转矩：c.由表10-7选取尺宽系数：d.由表10-6查得材料的弹性影响系数：e.由图10-21d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：.f.由式10-13计算应力循环次数：g.由图10-19取接触疲劳影响系数h.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数s=1,由式10-12得：2计算：a.计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值。b.计算圆周速度v c.计算尺宽bd.计算尺宽与齿根高之比：模数：齿高：e.计算载荷系数：根据，7级精度等级，由图10-8查得动载系数直齿轮：由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时由，查图10-13得故载荷系数f.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式10-10a得：g.计算模数m3按齿根弯曲强度设计：由式10-5得弯曲强度的设计公式为：m1确定公式内各计算数值：a. 由图10-20c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：b.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数：c. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4由式10-12得d.计算载荷系数ke.取齿形系数由表10-5查得f.查取应力校正系数：由表10-5查得：g.计算大小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。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，由于齿轮模数的大小m取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.7，并就近圆整为标准值m=2mm，按照接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数： 这样设计的齿轮，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算：a.计算分度圆直径：b.计算中心距：c.计算齿轮宽度：取（1）初选齿轮类型，精度等级，材料及齿数：a.按照设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动b.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（gb 10095-88）c.材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为180hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbsd.选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z=i高xz1=4x20=80（2）按齿面接触强度设计：由验算公式10-9a进行验算：即：1确定公式内各计算数值：a.试选载荷系数b.计算小齿轮传递的转矩：c.由表10-7选取尺宽系数：d.由表10-6查得材料的弹性影响系数：e.由图10-21d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：.f.由式10-13计算应力循环次数：g.由图10-19取接触疲劳影响系数h.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数s=1,由式10-12得：2计算：a.计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值。b.计算圆周速度v c.计算尺宽bd.计算尺宽与齿根高之比：模数：齿高：e.计算载荷系数：根据，7级精度等级，由图10-8查得动载系数直齿轮：由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时由，查图10-13得故载荷系数f.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式10-10a得：g.计算模数m3按齿根弯曲强度设计：由式10-5得弯曲强度的设计公式为：m1确定公式内各计算数值：b. 由图10-20c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：b.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数：c. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4由式10-12得d.计算载荷系数ke.取齿形系数由表10-5查得f.查取应力校正系数：由表10-5查得：g.计算大小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。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，由于齿轮模数的大小m取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.92，并就近圆整为标准值m=3mm，按照接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数： 这样设计的齿轮，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算：a.计算分度圆直径：b.计算中心距：c.计算齿轮宽度：取齿轮参数列于下表：级别高速级低速级z12626z2130104m/mm23mt/mm2.3323.8711齿宽/mmb1=58mmb2=52mmb1=84mmb2=78mm轴i结构图：（1）有前面的计算知：(2)已知高速级上小齿轮的分度圆直径则（3）由前面计算知因为处有开键槽，故应增大故：取（4）a.根据轴向定位要求，确定各段直径与长度段需连接带轮，有带的设计计算知带数z=5，所以带轮宽故b.由机械设计教材p364-365知定位轴肩高度h=(0.070.1)d,d为与零件相配处的直径，非定位轴肩高取12mmvii左侧轴肩为定位轴肩，故取，轴承端盖的总宽度，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求取端盖端面与带轮左端面间距离l30mm，故取c.vi左端面为非定位轴肩，故处取，由于此段需要安装轴承，轴承只受径向力，故选用深沟球轴承，查零件手册选6205，故选，轴承外侧均选用端盖定位，内测用挡油环定位查指导书取挡油环的定位安装尺寸与安装位置，取d.v端面左侧为定位轴肩，故取ii-iii段为安装齿轮轴段，左侧靠挡油环定位，为使挡油环断面可靠压紧齿轮，故轴段应略短于轮毂的宽度，故取，e.iii端面右侧为定位轴肩，故取，此处为轴环，故取f.取齿轮与箱体内壁距离a=15mm，由箱体内壁宽度l（见后面的减速器结构尺寸）来考虑，故取g.小齿轮与轴的周向定位采用平鍵连接，按dii-iii来查零件手册知，长，带轮的周向定位也采用平鍵链接，尺寸h.确定轴上圆角与倒角尺寸参照机械设计教材表15-2如下：viii处倒角为1.0mm .vii处圆角为1.0mm .其余各处圆角为1.6mm . i处倒角为1.2mm（5）作用在齿轮上的力，作用在大带轮上的压力i a.求两轴承的径向载荷和由力分析知由上图受力分析得b.因为直齿圆柱齿轮，则当c.求轴承的当量载荷所以，在运转过程中有轻微冲击，所以，取则d.验算轴承寿命因为p1p2,所以按轴承的受力大小验算查零件手册知6205轴承c=19.5kn所以轴承的预期寿命因为 ,所以满足要求ii.轴的校核b.做出弯矩扭矩图：ttt=39480nmmb.按弯扭合成应力校核轴的强度扭转切应力为脉动循环变应力，取a=6轴的计算应力查表15-4得带入轴的应力计算公式45号钢，调质处理，所以，因为，安全。c.精确校核轴的疲劳强度a.判断危险截面截面v,vi,vii虽只受扭矩作用，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以不需要校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，ii,iii截面处过盈配合引起的应力集中较为严重，但ii轴截面不受扭矩作用，所以不需校核，所以只需校核iii截面的左侧b. iii截面的左侧抗弯截面系数w按表15-4的公式算：抗扭截面系数：弯矩m及弯曲应力：扭矩t1及扭转切应力45号钢，调质处理，由表15-1查得过盈配合处的，由附表3-8用插值法求得，并取，于是得轴按磨削加工，由图3-4查得表面质量系数为：故得综和系数为：所以轴在截面iii左侧的安全系数为：所以安全同理ii轴的结构设计如下：同理，iii轴的结构如图：iii轴及其轴承的校核：i a.求两轴承的径向载荷和由力分析知由上图受力分析得b.因为直齿圆柱齿轮，则当c.求轴承的当量载荷所以，在运转过程中有轻微冲击，所以，取则d.验算轴承寿命因为p1p2,所以按轴承的受力大小验算查零件手册知6205轴承c=19.5kn所以轴承的预期寿命因为 ,所以满足要求ii.轴的校核b.做出弯矩扭矩图：t由图知t=719313nmmb.按弯扭合成应力校核轴的强度扭转切应力为脉动循环变应力，取a=6轴的计算应力查表15-4得带入轴的应力计算公式45号钢，调质处理，所以，因为，安全。c.精确校核轴的疲劳强度a.判断危险截面截面i,ii,iii虽只受扭矩作用，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以不需要校核。iv,v,vi既受弯矩又受扭矩，vi截面处过盈配合引起的应力集中较为严重，故只需校核vi截面，但轴颈左侧直径较大，所以只需校核vi截面的右侧b. vi截面的右侧抗弯截面系数w按表15-4的公式算：抗扭截面系数：弯矩m及弯曲应力：扭矩t1及扭转切应力45号钢，调质处理，由表15-1查得过盈配合处的，由附表3-8用插值法求得，并取，于是得轴按磨削加工，由图3-4查得表面质量系数为：故得综和系数为：所以轴在截面iii左侧的安全系数为：所以安全键的强度校核a.i轴ii-iii段上键的型号为圆头普通平键（a型），尺寸为，键，轴，轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力故取其平均值，键的工作长度为：健与轮毂的键槽的接触高度为：，由式6-1得所以所选键合适i轴vii-viii段上键的型号为圆头普通平键（a型），尺寸为，键，轴，轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力故取其平均值，键的工作长度为：健与轮毂的键槽的接触高度为：，由式6-1得所以所选键合适b. iii轴i-ii段上键的型号为圆头普通平键（a型），尺寸为，键，轴，轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力故取其平均值，键的工作长度为：健与轮毂的键槽的接触高度为：，由式6-1得所以所选键合适vi-vii段上键的型号为圆头普通平键（a型），尺寸为，键，轴，轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力故取其平均值，键的工作长度为：健与轮毂的键槽的接触高度为：，由式6-1得所以所选键合适c.ii轴ii-iii段上键的型号为圆头普通平键（a型），尺寸为，键，轴，轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力故取其平均值，键的工作长度为：健与轮毂的键槽的接触高度为：，由式6-1得所以所选键合适i轴vii-viii段上键的型号为圆头普通平键（a型），尺寸为，键，轴，轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力故取其平均值，键的工作长度为：健与轮毂的键槽的接触高度为：，由式6-1得所以所选键合适轴承的润滑方式：所选轴承型号：i轴6206，ii轴6208，iii轴6212，（所用计算公式均来自机械设计课本）i轴：ii轴：iii轴：以上dn都小于，故用脂润滑。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机座凸缘厚度12机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径m20地脚螺钉数目n见手册p264轴承旁联接螺栓直径m16机座与机盖联接螺栓直径m12联接螺栓d2的间距ll=150200轴承端盖螺钉直径m10窥视孔盖螺钉直径m8定位销直径10到机壁距离见附表26到机壁距离见附表22到机壁距离见附表18轴承旁的凸台直径到凸台边缘距离见附表24到凸台边缘距离见附表16凸台的高度h40外机壁至轴承座端面距离48大齿轮顶圆与内机壁距离20齿轮断面与内机壁距离10机盖肋厚8轴承端盖外径102120150轴承端盖凸缘厚度8轴承旁联接螺栓距离机座肋厚8其中a为低速级中心距，a=1.95mm附表：名称m8m10m12m16m20m24m301316182226343011141620242834沉头座直径20242632404860参考资料：1.机械设计第八版西北工业大学 濮良贵，记名刚主编2.机械设计课程设计指