机械设计课程设计-带式运输机的传动装置的设计.doc

1设计任务 工作条件：带式输送机在常温下工作，单项运动；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度V允许误差为5%；两班制，要求减速器设计寿命为8年，大修期为2到3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。 设计的主要技术参数： 1,链牵引力（F/KN）：850N。 2,输送速度 V(m/s)：1.8m/s。 3,滚筒直径D：280mm。2.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 根据课程设计要求，此次设计的减速器必须是二级的，所以列举了下述四个代表性传动图。下面根据各传动的特点来确定传动方案：（1）齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿圆柱齿轮传动。（2）带传动具有传动平稳、吸振等特点，且能起过载保护作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。在设计时，为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。 （3）锥齿轮传动，当其尺寸太大时，加工困难，因此应将其布置在高速级，并限制其传动比，以控制其结构尺寸。 （4）蜗杆传动具有传动比大、结构紧凑、工作平稳等优点，但其传动效率低，尤其在低速时，其效率更低，且蜗轮尺寸大，成本高。因此，它通常用于中小功率、间歇工作或要求自锁的场合。为了提高传动效率、减小蜗轮结构尺寸，通常将其布置在高速级。 （5）链传动，由于工作时链速和瞬时传动比呈周期性变化，运动不均匀、冲击振动大，因此为了减小振动和冲击，应将其布置在低速级。（6）开式齿轮传动，由于润滑条件较差和工作环境恶劣，磨损快，寿命短，故应将其布置在低速级。 图一 图二 图三 图四 由图可知，对比四图，图1由V带和两级齿轮传动，V带传动平稳、吸振等特点，且能起过载保护作用。齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。图2采用涡轮蜗杆传动其传动效率低，尤其在低速时，其效率更低，且蜗轮尺寸大，成本高，故不采纳。图一与图三相比采用的是斜齿轮，由于转速比较高，平稳性较差，故优先采用图一。图四为锥齿轮传动，当其尺寸太大时，加工困难，且成本比较贵，故不采用，综上所述采用图一。3原动件的选择与传动比的分配1电机2.V带传动3齿轮传动4联轴器5.运输带上图a为带式传动系统示意图3.1原动件的选择电动机所需工作功率，有Pw=FV/1000=1.53kw 由公式Pd=Pw/a=1.91kw 0.950.970.990.960.79956；式中：1-V型带传动效率 2-滚动轴承的效率齿轮传动效率3-齿轮传动效率 4-联轴器的效率 5-运输机平型带传动效率常见机械效率见参考资料表3-3机械设计课程设计查表(121)初步确定原动机的型号为Y90L-2方案号电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比 外伸轴径D（mm轴外伸长度E（mm）1Y90L-22.23000284023.124502Y100L-233000287023.328603Y100L1-42.21500143011.62860由上表比较可得，选用方案1，方案1比方案3便宜，传动比大，在设计中对于安排降速自由空间比较大。方案2所需的电流大2A，更加危险，方案1更为安全。综上所述选用方案1。3.2传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：I=nm/nw=23.1带传动的传动比：I0=2齿轮传动的传动比：I11.56，I1=3.85，I2=3.00（根据3.4节后面的公式）4.各轴动力与运动参数的计算4.1各轴的转速 将各轴从高速级到低速级依次编号为1轴（电动机输出轴），2轴（变速箱输入轴），3轴（变速箱中间轴），4轴（变速箱输出轴），5轴（滚动轴）n1=n0/I0=1420r/s同理可得n2=368.8r/sn3=122.9r/s4.2各轴的的输入功率P0=1.91kwP1= P0*1=1.81 kw P2= p1*(2*3)= 1.72 kw P3=P2*(2*3)=1.64 kw P4=P3*(2*4)=1.59 kw 4.3各轴的转矩T0=9.55*p0/n0=6.42Nm同理可得T1=12.17 NmT2=44.54 NmT3=127.43 NmT4=123.55 Nm5.V带的计算 确定设计功率由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，则Pca=P0*KA=2.292kw选取带型根据Pca、n0，由图8-10查取，选Z带型。确定带轮基准直径根据表7.7选用最小基准直径，选小带轮直径，则大带轮直径验算带的速度，符合要求。确定V带的长度和中心距根据：初步确定中心距考虑到应使结构紧凑，选取中心距=400mm初算带的基准长度：式中 带的标准基准长度；带的初算基准长度；初选中心距；查教材表8-2普通带基准长度计算实际中心距离：a=+(Ld-)/2=391mm满足中心距的变化范围计算小径包角小带轮包角：确定V带根数根据确定带的根数。式中 包角修正系数，考虑包角对传动能力的影响 带长修正系数，考虑带长不为特定带长时对使用寿的影响 V带基本额定功率由教材表8-4a查取单根V带所能传递的功率为=0.64kW；由教材表8-4b查得=0.04；由表8-5和表8-2查的=0.97；=1.14；所以，选取V带根数z=4；计算初拉力式中 z带的根数 包角修正系数 m普通V带每米长度质量查教材表8-3得 m=0.06kg/m；所以计算作用在轴上的压力式中初拉力 z带的根数小轮包角；所以，带轮结构设计带轮材料选择本设计中传动要求不高，材料选用 HT200；带轮结构形式本方案中带轮为中小尺寸，选用腹板轮。带轮结构尺寸查教材表8-10得 ，e=120.3， =34B=(z-1)e+2f(4-1)*12+14=50mm;C=（1/71/4）B=10mm;； 6.齿轮的设计与计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数高速级齿轮的设计6.1选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数(1)由于V带传动速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。(2)材料选择。由教材表101选择小齿轮材料为40Cr（调制）；硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=3.8524=92.4，取z2=92。（4）选取螺旋角。初选螺旋角=14。按齿面接触强度设计其设计公式为:确定公式内个计算数值。1） 试选载荷系数Kt=1.6 2） 小齿轮传递的转矩由4.3计算得12.17Nm=12.17103Nmm。 3） 由表107选取齿宽系数为 d=1 。4） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa。5） 由图1030选取区域系数ZH=2.433 。6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿面接触面强度极限Hlim1=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa 。7） 循环应力系数 N1=60n1jLh=6014201(283658)=4109 N2=4109/3.85=1.041098) 由教材图1019取接触疲劳系数KHN1=0.9；KHN2=0.95.9) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得10) 由教材图1026查得1=0.77，2=0.88则=1+2=1.65 。计算1) 试算小齿轮分度圆直径dlt,由计算公式得2) 计算圆周速度 3) 计算齿宽b及模数mat 。 4) 计算纵向重合度。 =0.318dz1tan=0.318124tan14=1.9035) 计算载荷系数K 。已知使用系数KA=1，根据v=2.1m/s，7级精度。由108查得动载系数Kv=1.08。由表10-4查得KH=1.42；由文献图1013查得KF=1.35；由文献【1】表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数K=KAKvKHKH=11.081.21.42=1.846) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径: 7) 计算模数mn。按齿根弯曲强度设计公式为 确定计算参数1) 计算载荷系数K=KaKvKFaKF=11.081.21.35=1.74962) 根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋影响系数Y=0.88 。3) 计算当量齿数4) 查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.58;YFa2=2.185) 查取应力校正系数 由表10-5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.796）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa;大齿轮弯曲疲劳极限FE2=380Mpa; 7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88； 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，即9）计算大、小齿轮的大齿轮的数值大。设计计算 对比此计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳强度的计算的法面模数，取m=1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=29.56mm来计算应有的齿数。于是由 取z1=20,则z2=uz1=3.8520=77 。几何尺寸计算计算中心距将中心距取为75mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。计算大、小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度 圆整后取B2=31mm;B1=36 mm。由于大齿轮的最大径160mm，所以采用实心结构的齿轮，至于小齿轮要根据轴的大小来确定，在下面的设计将会作出说明。6.2低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数(1)由于V带传动速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。(2)材料选择。由教材表101选择小齿轮材料为40Cr（调制）；硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=324=72，取z2=72。（4）选取螺旋角。初选螺旋角=14。按齿面接触强度设计其设计公式为:确定公式内各计算数值。8） 试选载荷系数Kt=1.6 9） 小齿轮传递的转矩由4.3计算得44.54Nm=44.54103Nmm。 10） 由表107选取齿宽系数为 d=1 。11） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa。12） 由图1030选取区域系数ZH=2.433 。13） 由图1021d按齿面硬度查得小齿面接触面强度极限Hlim1=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa 。14） 循环应力系数 N1=60n1jLh=60368.81(283658)=1.03109 N2=1.03109/3=3.41088) 由教材图1019取接触疲劳系数KHN1=0.9；KHN2=0.95.9) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得 10) 由教材1026查得1=0.77，2=0.86则=1+2=1.63。计算1) 试算小齿轮分度圆直径dlt,由计算公式得2) 计算圆周速度 3) 计算齿宽b及模数mat 。 4) 计算纵向重合度。 =0.318dz1tan=0.318124tan14=1.9035) 计算载荷系数K 。已知使用系数KA=1，根据v=0.85m/s，7级精度。由表108查得动载系数Kv=1.05。由表10-4查得KH=1.42；由文献图1013查得KF=1.35；由表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数K=KAKvKHKH=11.051.21.42=1.78926) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径: 7) 计算模数mn。按齿根弯曲强度设计公式为 确定计算参数1) 计算载荷系数K=KaKvKFaKF=11.051.21.35=1.7012) 根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋影响系数Y=0.88 。3) 计算当量齿数4) 查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.58;YFa2=2.2365) 查取应力校正系数 由表10-5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.7546）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa;大齿轮弯曲疲劳极限FE2=380Mpa; 7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88； 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，即9）计算大、小齿轮的大齿轮的数值大。设计计算 对比此计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳强度的计算的法面模数，取m=1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=46.19mm来计算应有的齿数。于是由 取z1=30则z2=uz1=330=90 。几何尺寸计算计算中心距将中心距取为93mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。计算大、小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度 圆整后取B2=47mm;B1=52mm。由于齿轮的最大径160mm，所以采用实心结构的齿轮。至于小齿轮要根据轴的大小来确定，在下面的设计将会作出说明。7轴的结构设计7.1低速轴的结构设计求作用在齿轮上的力 各力的方向如图（7.1-2）式中：Ft圆周力，N； Fr径向力，N； Fn法向载荷，N；T3大齿轮的传递转矩，Nmm； d4大齿轮的分度圆直径，mm； 啮合角，=20。 初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-3，取A0=112，于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d- 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 式中：Tca联轴器转矩，Nmm; KA工作情况系数，考虑到转矩变化很小，故去KA=1.3； T2 大齿轮传递的转矩，Nmm。 在配合箱体其他零件的设计后，选用了GB/T5014-2003 HL2半联轴器，半联轴器的孔径d1=28,故选取d-=28mm,半联半联轴器与轴配合毂孔长度L1=44mm。轴的结构设计 根据轴的定位要求确定轴的各段直径的长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求以及和联轴器很好的配合，最右轴段左端需制出一轴肩，其长度42mm。取直径为28mm。2） 初步选取滚动轴承。因轴承没受到轴向力，故选择圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据与轴承配合处的直径为35mm,由轴承选取目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30307，其尺寸为dDB=35mm80mm22.75mm,故。左端滚动轴承采用档油环定位。由手册上查得30307型的轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此取挡油环右侧直径为45。3） 取安装齿轮处的轴段的直径为40mm；齿轮的左端与轴承之间采用挡油环定位。已知齿轮轮毂的宽度为47mm，为了使端面可靠压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取轴段长度为45mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴环处的直径为54mm。轴环宽度b1.4h,故取该轴肩的宽度5.5mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴向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。按d=45mm由表课程设计书表14-10查得平键截面bh=14mm9mm,键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm7mm36mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。确定轴上圆周角和倒角尺寸参考教材图15-26，轴端各倒角与轴肩处的圆角半径见零件图 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（7.1-2 ）。简支梁的轴的支承跨距L=54mm+96mm=150mm。根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图（7.1-2 ） 从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、Mv及M的值列于附表（2）1-22周向定位因轴承没受到轴向力，故选择深沟滚动轴承。参附表（2） 7.1-2 低速轴力矩分析图 附表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。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钢，调质处理，由教材表151查得 -1=60Mpa。因此ca-1,故安全。 7.2中间轴的结构设计计算输出轴上的功率，转速，转矩计算作用在齿轮上的力中间轴上有两个齿轮，即大齿轮2和小齿轮3。对于大齿轮2有 对于小齿轮3有 6.2.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中式先按式初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为钢,调质处理,根据表取，于是得由于中间轴不需要联轴器，故可知该最小直径用来安装轴承。根据计算得出的最小直径，为了安全，并从经济方面考虑，以及和轴承的配合要求，取,同理可知。轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承.参照工作要求并根据,根据机械设计课程设计书中表13-3初选选用的轴承是圆锥滚子轴承30304，dDB=205216.25根据设计要求，左右两端的滚动轴承都采用封油环进行轴向定位。 2)由于小齿轮的直径和轴的直径比较接近，所以采用齿轮轴，其直径为46.39mm,安装大齿轮的轴径