机械课程设计_带式运输机传动装置.doc

河北联合大学轻工学院qinggong college, hebei united university机械设计课程设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机传动装置 目录一、设计任务书.4二、减速器总体方案设计.52.1传动方案的拟定.52.2电动机的选择.5（1）电动机类型的选择.5（2）电动机功率的选择.5（3）电动机转速的选择.5（4）确定电动机型号.52.3传动比的分配.62.4运动参数及动力参数计算.6三、v带传动的设计83.1确定设计计算功率pd.83.2选择带的型号.83.3确定带轮基准直径dd1、dd2.8（1）选择小带轮的基准直径dd1.8（2）验算带速8（3）计算大带轮基准直径dd2.8（4）确定中心矩a及带的基准长度ld09（5）验算小带轮包角a1.9 （6）确定v带的根数9（7）确定带的初拉力f010（10）计算带的轴压力fq.10四、齿轮的设计计算及结构说明.104.1选择齿轮材料.104.2计算齿面接触疲劳强度.104.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸.114.4校核齿根弯曲疲劳强度.124.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级.12五、轴的设计计算及校135.1输入轴的设计计算与校核.13（1）根据工作要求选择材料.13（2）按扭矩初算轴的最小直径.13（3）轴的结构设计.13（4）轴的强度校核.155.2输出轴的设计计算与校核.19 (1) 根据工作要求选择材料19（2）按扭矩粗算的最小直径19（3）轴的结构设计. 20（4）轴的强度校核.21六、滚动轴承的校核26 6.1 输入轴滚动轴承寿命校核.26 6.2输出轴滚动轴承寿命校核.27七、键的选择与校核.287.1输入轴键的选择与校核.287.2输出轴键的选择与校核.287.3联轴器的选择.29八、减速器润滑、密封及附件的选择确定.298.1润滑的选择确定.298.2密封形式.298.3减速器附件的选择确定.30九、箱体主要结构尺寸的计算及装配图.309.1箱体主要结构尺寸计算.30设计小结.32参考文献.33 一、设计任务书设计用于带式运输机传动装置 原始数据：运输带工作拉力f（n）1400运输带工作速度 v（m/s）1.55卷筒直径d/mm250工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%。设计计算和说明计算结果二、减速器总体方案设计2.1设计方案分析本设计中，原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传动的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率与速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所给定方案结构尺寸大，传动效率较高，成本低，连续工作性好，在所要求的工作条件下满足要求。2.2电动机的选择（1）电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选用y系列三相异步电动机。（2）电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为：pw=fv/1000=(14001.55)/1000=2.17 kw为了计算电动机所需功率pd，需确定传动装置总效率总。要求总效率，必须先确定各传动环节的效率。由教材查得：v带=0.96，轴承=0.98，齿轮=0.97，联轴器=0.99，滚筒=0.96；则传动装置的总效率为：总=v带轴承2齿轮联轴器滚筒=0.960.9820.970.990.96=0.85电动机所需功率为：pd= pw/总=2.17/0.85=2.55kw对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率ped等于或稍大于电动机所需的工作功率pd，电动机就能正常工作。由机械设计基础课程设计第193页表19-1选取电动机的额定功率为3kw。（3）电动机转速的选择工作机转速：nw=（601000v）/（d）=（6010001.55）/（3.14250）=118.47r/min（4）确定电动机型号由机械设计课程设计第7页知，v带传动的传动比常用范围为iv带=24，单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35，则总传动比范围为i总=620。故电动机转速的可选范围为：n电机=i总nw=（620）118.47=710.822369.4r/min符合这一范围的同步转速有1000 r/min、1500 r/min。现将3种电动机的有关数据列于下表进行比较：方案电机型号额定功率/kw同步转速/（r/min）满载转速/ （r/min）堵转转矩/转矩额定最大转矩/额定转矩1y132s-6310009602.02.02y100l2-43150014302.22.2注：总传动比=满载转速/工作机转速可以发现以上两种电动机都符合要求,都可选取, 若工作环境对传动装置的外廓尺寸要求不大,则可选取方案2若工作环境希望传动装置越小越好,则选方案1;这里,我们选取方案1,即选定电动机型号为y132s-6。根据电动机功率与同步转速，选定电动机型号为y132s-6。其主要性能：额定功率 3kw，满载转速960 r/min。2.3传动比的分配i总=n满/nw=960/118.47=8.10v带传动的传动比常用范围为iv带=24，这里取iv带=2则i齿轮= i总/iv带=8.10/2=4.05(单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35)2.4运动参数及动力参数计算电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴，滚筒轴为3轴。相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23；相临两轴间的传动效率为01、12、23；各轴的输入功率为p0、p1、p2、p3；各轴的转速为n0、n1、n2、n3；各轴的输入转矩为t0、t1、t2、t3。在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工作功率pd进行计算，而不用电动机的额定功率ped。只有当有些通用设备为留有储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，要求传动装置具有较大的通用性和适应性时，才按额定功率ped来设计传动装置。传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速,即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。0轴（电机轴）p0=pd=2.55kwn0=nm=960 r/mint0=9550（p0/ n0）=9550（2.55/ 960）=25.36nm1轴（高速轴）p1=p001=2.55v带=2.550.96=2.45kwn1=n0/i01带=960/2=480 r/mint1=9550（p1/ n1）=9550（2.45/ 480）=48.70nm2轴（低速轴）p2=p112=2.45(轴承齿轮)=2.45(0.980.97)=2.33kwn2= n1/i12齿轮=480/4.05=118.52 r/mint2=9550（p2/ n2）=9550（2.33/ 118.52）=187.18nm3轴（滚筒轴）p3=p223=2.33(轴承联轴器)=2.33(0.980.99)=2.26kwn3= n2=118.52r/mint3=9550（p3/ n3）=9550（2.26/ 118.52）=182.10nm运动与动力参数的计算结果汇总如下表：轴名功率p/kw转矩t（nm）转速n/（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴1轴2轴滚筒轴2.452.332.262.5548.70187.18182.1025.36960480118.52118.5224.0510.960.950.97三、v带传动的设计3.1确定设计计算功率pd由工作条件，载荷平稳，2班制工作，采用交流电动机，参考机械设计基础第93页，表7-5得：ka=1.2设计计算功率pd=kap=1.22.55=3.06kw (其中ka 为工作情况系数，p为所需传递功率)3.2选择带的型号根据设计计算功率pd和小带轮的转速n0，由机械设计基础第94页，图7-12查得：带的型号为a型。3.3确定带轮基准直径dd1、dd2（1）选择小带轮的基准直径dd1由机械设计基础第95页，表7-6查得：a型带的小带轮最小直径为75，在结构允许的前提下尽可能选大一些，以减少弯曲应力，提高带的寿命，所以放大一档，由表7-6初选小带轮直径dd1=125mm。（2）验算带速v=（dd1n0）/（601000）=（3.14125960）/ （601000）=6.28 m/s带速v在525 m/s 之间，符合要求。（3）计算大带轮基准直径dd2dd2=（n0/n1）dd1=（960/480）125=250mm由机械设计基础第88页，表7-4带的基准直径系列取整得：dd2=250mm（4）确定中心矩a及带的基准长度ld0初定中心矩a0由于设计要求中未对中心距提出明确要求，先按下式初选中心距a0：0.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2）262.5 a0 750暂时取 a0=600mm初算带的基准长度ld0初选中心距a0后，按下式初算带的基准长度：ld02a0+（/2）（dd1+dd2）+ （dd1+dd2）2/（4a0）= 2600+（3.14/2）（125+250）+（125+250）2/（4600）=1847.34mm确定带的基准长度ld由机械设计基础第87页，表7-2将带的基准长度取整至相近的标准基准长度：ld=1800mm确定中心距确定带的基准长度ld后，按下式计算实际中心距aaa0+（ld-ld0）/2=600+（1800-1847.34）/2=576mm考虑到安装、调整和松弛后张紧的需要，实际中心距允许有一定的调整范围，其大小为：amin=a-0.015ld=576-0.0151800=549mmamax=a+0.03ld=576+0.031800=630mm（5）验算小带轮包角a1aa1=180-57.3（dd2-dd1）/a=180-57.3（250-125）/576=167.65 120a1在允许的范围内，满足要求。（6）确定v带的根数 由机械设计基础第95页，表7-6，查得v带基本额定功率p0=1.37kw由机械设计基础第96页，表7-7，查得v带基本额定功率增量p0=0.10kw由机械设计基础第97页，表7-8，查得包角修正系数ka=0.97由机械设计基础第87页，表7-2，查得kl=1.01按下式计算v带的根数：zpd/p0=pd/（p0+p0）kkl）=3.06/（1.37+0.10）0.971.01）=2.12将z取整为整数：z=2（7）确定带的初拉力f0由机械设计基础第87页，表7-1，查得v带单位长度质量q=0.10kg/m按下式计算单根v带的初拉力：f0=500（pd/zv）（2.5/k a -1）+qv2=500（3.06/（26.28）（2.5/0.97-1）+ 0.106.282=193.54n（8）计算带的轴压力fqfq2zf0sin（a 1/2）=22193.54nsin（167.65/2）=766.42nv带传动的主要参数见下表：名称结果名称结果名称结果带型a传动比i=2根数z=2带轮基准直径dd1=125mmdd2=250mm基准长度ld=1800mm预紧力f0=193.54n中心距a=576mm压轴力fq=766.42n四、齿轮的设计计算及结构说明4.1选择齿轮材料该齿轮传动无特殊要求，减速器是闭式传动，可以采用齿面硬度350hbw的软齿面齿轮，根据机械设计基础第127页表8-3，选小齿轮材料40cr，调质处理，齿面硬度250hbw；选大齿轮材料45钢，正火处理，齿面硬度180hbw。4.2计算齿面接触疲劳强度由机械设计基础第127页表8-3hlim1=2501.4+350=700mpahlim2=1800.87+380=536.6mpa计算大小齿轮齿面许用接触应力：h1= hlim1/sh =700/1=700 mpah2= hlim2/sh =540/1=536.6 mpa4.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸小齿轮转矩：t1=48700nmm；齿宽系数：由机械设计基础第131页表8-6取d=1；载荷系数：软齿面，工作平稳，取k=1.2；节点区域系数：准值直齿圆柱齿轮，zh=2.5；弹性系数：由械设计基础第131页表8-5查得ze=189.8 mpa；齿数比u=i=4.05计算齿轮小轮直径：取小齿轮z1=25，则大齿轮z2=z1i=254.05=101.25，取z2=101；传动比误差：i=i-i/i=4.05-101/25/4.05=4.05-4.04/4.05=2.5%5%，合格。i为理论传动比，i为实际传动比。确定齿轮模数m= d1/z1=48.26 / 25=1.93由机械设计基础第118页 表8-1，取m=2确定中心距a=m(z1 + z2)/2=2(25+101)/2=126mm计算齿轮的几何参数：分度圆直径d1=mz1=225=50mmd2=mz2=2101=202mm齿顶圆直径da1=m（z1+2ha*）=2（25+21）=54mmda2= m（z2+2ha*）=2（101+21）=206mm齿根圆直径df1=m（z1-2ha*-2c*）=2（25-（21）-20.25）=45mmdf2= m（z2-2ha*-2c*）=2（101-（21）-20.25）=197mm齿宽b=dd1=150=50mm 取b1=55mm、b2=50mm。 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 齿距 p = 23.14=6.28(mm)轴孔直径 d=42mm轮毂直径 =1.6d=1.642=67mm轮毂长度 l=b2=50mm轮缘厚度 0 = (34)m = 68(mm) 取0 =8 轮缘内径 =da2-2h-20=206-24.5-28=181mm 取d2=180mm腹板厚度 c=0.3=0.350=15取c=18(mm) 腹板中心孔直径 =0.5(+)=0.5(67+180)=118(mm)腹板孔直径=0.25（-）=0.25（181-67）=28.5(mm) 取=28(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.52=14.4校核齿根弯曲疲劳强度由机械设计基础第127页图8-3取flim1=0.8250+380=580mpa，flim2=0.7180+275=401mpa；sf=1.4按下式计算齿轮轮齿许用弯曲应力：f1= flim1/sf =580/1.4=414.29 mpaf2= flim2/sf =401/1.4=286.43 mpa由机械基设计础第129页8-4取标准齿轮的复合齿形系数：yfs1=4.21yfs2=3.96f1=（2kt1yfs1）/（bmd1）=（21.4487004.21）/（50250）=98.42 mpaf1f2=f1（yfs2/ yfs1）=（3.96/ 4.21）=92.58 mpafb，所以只需校核a处轴承。由于没有轴向力，所以当量动载荷p=1352.68n由于常温下工作，由机械设计基础第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于 载荷较平稳，由机械设计基础第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6206，由机械设计课程设计第131页表15-3查出，基本额定动载荷cr=19.5kn=19500n。轴承的转速就是输入轴的转速，n = 480r/min 轴承的预期寿命为 8（年） 300 （天） 16 （小时）= 38400 h。将以上数据带入轴承寿命公式:lh=106（ftcr）/（fpp）3/（60n）= 106（119500）/（1.11352.68）3/（60480）=78237.61h 38400 h轴承具有足够寿命。6.2输出轴滚动轴承寿命校核fay = - 336.92n faz =-935.9n fa= fb=336.922+935.92 =994.70n由于fa= fb且没有轴向力，所以当量动载荷p=fa=994.70n由于常温下工作，由机械设计基础第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于 载荷较平稳，由机械设计基础第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6008,由机械设计课程设计第131页表15-3查得，cr=17.0kn=17000n轴承的转速就是输出轴的转速，n = 118.52/min 轴承的预期寿命为 8（年） 300 （天） 16 （小时）= 38400 h。将以上数据带入轴承寿命公式:lh=106（ftcr）/（fpp）3/（60n）= 106（117000）/（1.1994.70）3/（60118.52）=527411h 38400 h轴承具有足够寿命。七. 键的选择与校核 联轴器的选择7.1输入轴键的选择与校核输入轴上在最细端装皮带轮处使用平键连接，最细端轴的直径为d=22mm。由机械设计基础第78页表6-11，选择bhl = 6632的键。键的轴向工作长度l = l-b=26mm。由机械设计基础第78页表6-12，查得键的许用挤压应力为p=100mpa。输入轴的输入扭矩为 t1=48700nmm将以上数据代入键的挤压应力计算公式p=（4t1）/（dhl）=（448700）/（22626）=56.76mpa p所以键的联结强度足够.7.2输出轴键的选择与校核输出轴上在最细端装联轴器使用平键连接，最细端轴的直径为d1=32mm。由机械设计基础第78页表6-11，选择b1h1l 1=10850的键，键的轴向工作长度l1= l1-b1=40mm。中间装大齿轮的轴段也使用平键连接，该轴段直径为d2=42mm，机械设计基础第78页表6-1，选择b2h2l2 = 12840的键。键的轴向工作长度l2 = l2-b2=28mm。由机械设计基础第78页表6-12，查得键的许用挤压应力为p=100mpa。输出轴的输入扭矩为 t2=187180nmm将以上数据代入键的挤压应力计算公式p1=（4t2）/（d1h1l1）=（4187180）/（32840）=73.12mpa pp2=（4t2）/（d2h2l2）=（4187180）/（42828）=79.58mpa p所以键的联结强度足够.7.3联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器。k=1.3=9550=9550=244.11 （nm） 选用tl6型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=250，。采用y型轴孔，a型键轴孔直径d=3240，选d=35，轴孔长度l=60lt6型弹性套住联轴器有关参数型号公称转矩t(nm)许用转速nr/min轴孔直径d/mm轴孔长度l/mm外径d/mm材料类型轴孔类型键槽类型tl625033003560160ht200j型a型八、减速器润滑、密封及附件的选择确定8.1润滑的选择确定润滑方式齿轮v=1.2612 m/s 应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑轴承采用润滑脂润滑润滑油牌号及用量齿轮润滑选用150号机械油，最低最高油面距1020mm，需油量为1.5l左右轴承润滑选用2l3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/31/2为宜8.2密封形式箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于v3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。8.3减速器附件的选择确定减速器附件的选择确定列表说明如下：名称功用数量材料规格螺栓安装端盖4q235m616gb 57802000螺栓安装端盖3q235m830gb 57802000螺栓安装端盖16q235m825gb 57821986销定位235a640gb1171986垫片调整安装2石棉板垫圈调整安装665mngb/t931987调整垫片调整安装2组08f螺母安装2a3 m8 gb/t412000螺母安装6a3m12 gb/t412000封油盘密封4q215套筒定位2q235轴承端盖定位2ht150毡圈密封2细毛毡油标尺测量油面高度1组合件通气器透气1窥视孔盖1ht150九.箱体主要结构尺寸的计算及装配图9.1箱体主要结构尺寸计算箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,=15mm箱盖厚度=8mm 箱盖凸缘厚度=1.5 ,=12mm箱底座凸缘厚度=2.5 ,=25mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径r=20mm齿轮轴端面与内机壁距离=18mm大齿轮顶与内机壁距离=12m