课程设计带式运输机的传动装置.doc

机电工程学院课程设计 任务书题 目带式运输机的传动装置设计内容及基本要求1、设计内容：图示如下，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差0.5%。2、已知条件： 输送带工作拉力；输送带工作速度（允许输送带速度误差为）；滚筒直径；滚筒效率（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、设计要求：1）、每人单独一组数据，要求独立认真完成。2）、图纸：减速器装配图纸一张（A1），零件工作图三张（A3轴、箱体、箱盖）。3）、课程设计计算说明书一份。设计起止时间2012年12月10日 至 2012年12月21日学生签名年 月 日指导教师签名年 月 日20目录第一章 传动装置的总体设计11.1传动方案11.2电动机的选择11.3计算总传动比及分配各级的传动比21.4运动参数及动力参数计算21.5 V带的设计计算3第二章 各齿轮的设计计算52.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数52.2按齿面接触疲劳强度设计52.4几何尺寸计算8第三章 轴的设计93.1轴的设计计算93.2轴的结构设计103.3计算轴的分布载荷以及对轴强度校核13第四章 校核154.1滚动轴承的校核154.2键的校核154.3传送带速度校核16第五章 附录165.1箱体及其附件的设计计算165.2减速器附件的选择175.3润滑与密封18设计总结19参考文献20带式运输机的传动装置设计说明书第一章 传动装置的总体设计1.1传动方案1.2电动机的选择1.2.1电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机1.2.2电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚桶=0.960.9820.970.990.96=0.85（2）电机所需的工作功率：Pd=FV/（1000总）=7501.6/（10000.85）=1.4kw1.2.3确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.6/（240）=127r/min按机械设计课程设计手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ic=36，取V带传动比Iv=24，则总传动比理时范围为I总624。故电动机转速的可选范围为nd=I总n筒nd=（624）127=（7623048）r/min1.2.4确定电动机型号查机械设计课程设计手册有符合这一范围的推荐同步转速有1400 r/min。如下表电动机型号额定功率满载转速质量/kWr/minKgY90L-41.514002.327其主要性能：额定功率：1.5KW，满载转速1400r/min，1.3计算总传动比及分配各级的传动比1.3.1总传动比：i总=n电动/n筒=1400/127=11.971.3.2分配各级伟动比：取齿轮i带=3（V带传动比I1=24合理）i总=i齿轮i带i齿轮=i总/i带=11.97/341.4运动参数及动力参数计算1.4.1计算各轴转速（r/min）n电机=1400r/minnI= n电机/i带=1400/3=467r/minnII= nI/i齿轮=467/4=117r/min1.4.2计算各轴的功率（KW）PI=Pd带轴承=1.40.960.98=1.32KWPII= PI轴承齿轮=1.320.980.97=1.25KW1.4.3计算各轴的扭矩（Nm）TI= 9550PI / nI=95501.32/467=27NmTII= 9550PII/ nII=95501.32/117=102Nm1.5 V带的设计计算1.5.1确定计算功率Pca由机械设计表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAPd=1.11.4=1.54kw1.5.2选择V带的带型根据Pca、n电机由机械设计图8-11选用Z型。1.5.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。(1)初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm。(2)验算带速v。按机械设计式（8-13）验算带的速度：v=dd1n电机/（601000）=901400/（601000）=6.6m/s因为5 m/s v900（适用）1.5.6计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功Pr。由dd1=90mm和n电机=1400r/min根据机械设计表8-4a得P0=0.354kw根据n电机=1400r/min，i带=3和Z型带，查机械设计表8-4b得P0=0.03kw根据机械设计表8-5得K=0.95根据课本表8-2得KL=1.16，于是Pr= （P0+P0）KKL =（0.354+0.03）0.9541.16=0.42kw(2)计算V带的根数z。z=PCa/Pr=1.54/0.42=3.7 取4根1.5.7计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由机械设计表8-3得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m，所以(F0)min =500（2.5-K）PCa /Kzv +qv2=500（2.5-0.95）1.54/（0.9546.6）+0.066.62N=50N应使带的实际初拉力F0(F0)min。1.5.8计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=2450sin（158/2）=393N第二章 各齿轮的设计计算2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。（3）材料选择。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，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数Z=24,大齿轮齿数Z=424=96。2.2按齿面接触疲劳强度设计由机械设计设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t2.2.1确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩T1=95.5105PI/nI=95.51051.32/467=2.7104Nmm（3) 由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。（4）由机械设计表10-6查的材料的弹性影响系数=189.8MPa。 （5) 有机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。 （6）由机械设计式10-13算应力循环次数N1=60j=604671（2830010）=1.3109N2=NL1/i齿=1.3109/4=3.4108 （7）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数 =0.92 ，=0.97。 （8）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）H1= /S=0.92600/1.0Mpa=552MpaH2= /S=0.97550/1.0Mpa=533.5Mpa2.2.2计算（1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入H较小的值 dd1=41mm （2)计算圆周速度v。v=d1t nI/（601000）=3.1441467/（601000）=1.0m/s因为Vm/s，故取7级精度合适。（3）计算齿宽b。b=dd1t=141mm=41mm （4)计算尺宽与尺高之比。模数 m=d1t/ Z1=41/24=1.7 齿高 h=2.25m=2.251.7=3.8 =41/3.8=10.8（5) 计算载荷系数 根据v=1.0m/s,7精度,由机械设计图10-8查得动载系数=1.02 直齿轮，=1； 由机械设计表10-2查得使用系数=1； 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，=1.417。 由=10.8，=1.417查机械设计图10-13得=1.36;故载荷系数 =11.0211.417=1.45 （6) 按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径，由机械设计式（10-10a）得 mm （7）计算模数m。 mm=1.77 mm2.3按齿根弯曲强度设计 由机械设计式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 2.3.1确定公式内的各计算数值 （1）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa； 大齿轮的弯曲强度极限=380MPa; （2)由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88; （3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-12）得 （4）计算载荷系数。 = =11.0211.36=1.39 （5)查取齿形系数。 由机械设计表10-5查得 =2.65；=2.18。 （6）查取应力校正系数。 由机械设计表10-5查得 =1.58；=1.79。 （7）计算大小齿轮的并加以比较。 =0.01379 =0.01634 大齿轮的数值大。 2.3.2设计计算 mm =1.29mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿数模数m的大小主要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（即模数与齿数乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.29并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触强度算得得分度圆直径d=42.5mm 算出小齿轮齿数 算出大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.4几何尺寸计算 2.4.1计算分度圆直径 2.4.2计算中心距 2.4.3计算齿轮宽度 取B=40mm B=45mm 图2-1 齿轮结构图第三章 轴的设计3.1轴的设计计算 3.1.1两轴上的功率P、转数n和转矩由1.3计算已知：PII=1.25 kw PII=1.32kwnII=467 r/min nII=117r/min3.1.2求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=174mmFtII=2TII/d2=2102000/174=1172NFrII= FtIItan20=427N因已知高速小齿轮的分度圆直径为d1=43.5mmFtII=2TII/d1=227000/43.5=1241NFrII=FtIItan20=452N3.1.3初步确定轴的最小直径 先按机械设计式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3取A0=112，于是得dminII= A0（PII/ nII）1/3=112（1.25/117）1/3=24mmdminII= C（PII/ nII）1/3=112（1.32/467）1/3=16mm3.1.4联轴器的选择 查机械设计表14-1，考虑到转矩变化小，故取KA =1.3，则： 联轴器的计算转矩Tca = KA T2=1.3102000=132.6Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称直径的条件，查机械设计课程设计手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250 Nm。半联轴器的孔径d1=24mm，长度L=52mm，与轴配合的毂孔长度L1=38mm。3.2轴的结构设计 3.2.1拟定轴上零件的装配方案 选轴的材料为45号钢，调质处理。根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，分析比较，高低速轴均选用如下图所示的装配方案. 图3-1轴的结构图3.2.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)低速轴的结构设计1）轴1段处为轴的最小直径，将估算轴d1=24mm作为外伸端直径d1与联轴器相配；为了满足半联轴器的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩，故取2段的直径d2=28mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故1段的长度应比L1略短一些，现取 l1=36mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6006，其尺寸dDB=30mm55mm13mm。轴承宽度B=13mm,最小安装尺寸D=55mm,故取d3= d7=30mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查机械设计课程设计手册，取d6=36mm。3）取安装齿轮处的4段的直径d4=35mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂的宽度为42mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度，故取l4=38mm。齿轮的右端采用轴肩定位，则轴环处的直径d5=41mm，宽度l5=6mm。4）轴承端盖的总宽度为10mm。根据轴承端盖的装拆及便于对于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=20mm，故取l2=30mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离a=30mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=4mm，已知滚动轴承宽度T=13mm，则，l3=51mm，l6=28mm。(2)高速轴的结构设计 1）轴1段处为轴的最小直径，将估算轴d1=16mm作为外伸端直径d1与联轴器相配；为了满足半联轴器的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩，故取2段的直径d2=20mm。现取l1=36mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6005，其尺寸dDB=25mm47mm12mm。轴承宽度B=12mm,最小安装尺寸D=47mm,故取d3= d7=25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查手册，取d6=29mm。3）取安装齿轮处的4段的直径d4=30mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂的宽度为47mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度，故取l4=43mm。齿轮的右端采用轴肩定位，则轴环处的直径d5=35mm，宽度l5=6mm。4）轴承端盖的总宽度为10mm。根据轴承端盖的装拆及便于对于轴承添加润滑脂的要求，取l2=20mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离a=30mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm，已知滚动轴承宽度T=12mm，则，l3=50.5mm，l6=28.5mm。3.2.3轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。(1)低速轴： 按d4由机械设计课程设计手册表查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的链接，选用平键为8mm7mm25mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(2)高速轴：按d4由机械设计课程设计手册表查得平键截面bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，带轮与轴的链接，选用平键为5mm5mm25mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3.2.4确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表15-2，取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径见轴图3.3计算轴的分布载荷以及对轴强度校核 3.3.1求轴上的载荷3.3.2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C）的强度。根据机械设计式（15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca1=M12+（T1）2 1/2/W=409432+（0.62700）2 1/2/（0.1303） =15.2MPaca2=M12+（T2）2 1/2/W=383572+（0.6102000）2 1/2/0.1383 =7.1 MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计表15-1查得-1=60MPa。因此ca-1，故安全。第四章 校核4.1滚动轴承的校核 根据条件，轴承预计寿命1630010=48000小时 (1)计算当量载荷P1、P2根据机械设计表（13-6）取fP=1.5根据机械设计（13-8a）式得PI=fPxFr1=1.5(1452)=678 NPII=fPxFr2=1.5(1427)=640.5 N (2)轴承寿命计算深沟球轴承=3Lh=106Cr3/(60nP3)高速轴深沟球轴承6005型Cr =10KNLh1=106 Cr 3/(60nP13)=10610000 3/604676783=114509h48000h 低速轴深沟球轴承6006型Cr =13.2KNLh2=106 Cr 3/(60nP23)=10613200 3/60117640.5 3=124688h48000h预期寿命足够4.2键的校核(1)主动轴轴伸直径为16mm，查机械设计手册可选用平键，长度L=25mm，45钢，许用挤压应力 强度足够，合格(2)从动轴轴伸为32mm，查机械设计手册可选用平键，长度L=25mm，45钢，许用挤压应力 强度足够，合格 (3)齿轮配合处，直径30mm，查机械设计手册选用平键，长L=32mm，45钢，许用挤压应力 强度足够，合格 4.3传送带速度校核由题意可知，传送带理论要求速度为1.6m/s，经计算可知，V带的速度为6.60m/s，总效率为0.85（注：因初速度选自带速，故效率要从轴段算起），经计算可得传送带的实际速度为 1.53m/s，故： 第五章 附录5.1箱体及其附件的设计计算名称符号尺寸（mm）机座壁厚10机盖壁厚110机座凸缘厚度b15机盖凸缘厚度b115机座底凸缘厚度b225地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d115机盖与机座联接螺栓直径d210连接螺栓d2的间距l150轴承端盖螺钉直径d310定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df，d1, d2至凸缘边缘距离C224, 20，16轴承旁凸台半径R114箱座高度H200外机壁至轴承座端面距离l160大齿轮顶圆与内机壁距离132齿轮端面与内机壁距离230机盖、机座肋厚m1 ,m8.5， 8.5轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D25.2减速器附件的选择5.2.1观察孔盖由于减速器属于中小型，查机械设计课程设计手册表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.545.2.2通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：DDD1SLlad1M21.53025.4222815465.2.3游标选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420165.2.4油塞dD0LHbDSed1HM181.52527153282124.215.825.2.5吊环螺钉dd1Dd2h1lhr1ra1d3abD2h2d1M161434341228316163416224.5625.2.6定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.70.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度等于分箱面凸缘总厚度。5.2.7起盖螺钉为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。5.3润滑与密封5.3.1齿轮的润滑由于为单级圆柱齿轮减速器，速度1.212m/s，应用喷油润滑，但考