机械设计课程设计-带式运输机传动装置F=1700V=1.0D=400.docx

机械设计基础课程设计南通职业大学机械工程学院机械设计课程设计设计说明书设计题目：带式运输机传动装置 院 校： 机械工程学院 专业班级： 船舶111 设 计 者: 董传义 学 号： 110108107 指导教师： 张佳兴 完成时间：2013年3月 号 目 录一设计任务书2二前言2三.电动机的选择及运动参数的计算3四带轮传动尺寸设计5五齿轮传动尺寸设计6六轴承的设计8七轴的设计10八.联轴器的选择设计14九减速器箱体的设计14 十.减速器的润滑.15 十一.减速器的密封.16一设计任务书设计一用于胶带输送机卷筒（如图）的传动装置。原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘；使用期限10 年，大修期3 年。该机动力源为三相交流电，在中等规模机械厂批生产。输送带速度允许误差为5%。选择I01 组数据：输送带工作拉力：F=1700(N)输送带速度: v=1.0(m/s)卷筒直径： D=400(mm) 二前言1.题目分析 根据题目，此胶带输送机每日工作16 小时，载荷平稳，空载起动，无需考虑起动力矩。在室内工作，因此，结构不能太大。有粉尘，采用闭式结构，密封要求较高。使用期限十年，大修期限三年，在大修期时更换滚动轴承等零部件。使用期限较长。在中等规模机械厂小批生产。2.传动方案的拟定 根据以上的条件，决定采用普通齿轮传动。因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优点。因为传动比较小，采用一级展开式齿轮传动。考虑到实际工况，要求箱体的长度较小，因此采用一级展开式圆柱齿轮传动。设计内容设计结果三.电动机的选择及运动参数的计算一）、电动机的功率：1.V带运输机所需的功率：所需的功率： P w = =170010000.96=1.8(kw)2.确定传动装置的效率：V带传动效率：b=0.96滚动轴承效率: r=0.99弹性联轴器效率：c=0.998 级精度齿轮传动(稀油润滑)效率:g=0.97滚筒效率=0.96故传动装置总效率为:=br2gc = 0.960.9920.97 0.98 0.96=0.8653.选择电动机：a.电动机的输出功率为：P0 =1.80.865 =2.01KW因带式运输机载荷平稳、室温工作电动机只需略大于Po即可查附表12-1选择额定功率为2.2kw 的电动机b.电动机的转速：因为卷筒的转速为：n w=601000vD=6010001.0400=47.75r/min单级圆柱齿轮的传动比范围为i g=35V带传动比范围ib=24则总传动比为范围为：i = 6 20可见电动机转速的可选范围为：n= in w = (6 20)47.75 = 286.48954.93r/min所以电动机转速可选的范围只有750r/min和1000r/min两种。综合考虑后选择同步转速为710r/min 的电动机。选用Y132S-8三相异步电动机，其主要参数如下：电动机额定功率P2.2 kw电动机满载转速nm710 r/min二).总传动比的计算及传动比的分配：1.总传动比的计算：i = =14.862.传动比的分配：由式i=ibig,为使V带传动的外廓尺寸不致过大，取V带传动比ib=3齿轮传动比ig= =14.86/3=4.95三）.传动装置运动和动力参数的设计：1.各轴转速的计算:轴：n 1= = =236.67（r/min）轴：n 2 = =47.81（r/min）工作轴：n w= n2 =47.81（r/min）2.各轴输入功率的计算：轴： P 1= P0b=2.010.96=1.93（kw）轴： P2 = P1rg =1.930.9950.97=1.86(kw)工作轴：P w = P2rc =1.860.9950.98=1.82(kw)3.各轴输入转矩的计算：轴：T 1 = 9550 =9550=77.87（Nm）轴：T 2 = 9550P2 / n2 =9550=371.53（Nm）工作轴：T w = 9550P w / n w =9550=361.55（Nm）电动机轴输出转矩：T 0 =9550=9550=27.03（Nm）各轴的转速、功率、转矩列入下表： 项目电动机轴轴轴工作轴转速（r/min）710236.6747.8147.81功率(kw)2.011.931.861.81转矩（Nm）27.0377.87371.53361.55传动比i34.951效率0.960.9650.975 四四带轮传动尺寸设计带轮轴功率P=P0=2.01 kw小带轮转速（电动机轴转速）nm=710r/min带轮上分配得传动比ib=31. 选择V带型号:根据表19-10查得载荷系数KA =1.1由式Pc=KAP计算功率：Pc=KAP=1.12.01=2.21 kw根据图19-1选用A型普通V带。2. 确定带轮基准直径dd1、dd2查表19-11得，小带轮基准直径dd1=95mm，dd2=3 dd1=395=285mm再由表19-11基准直径系列选dd2=280mm取=0.015时，则实际传动比i=2.992传动比偏差5%。3. 验算带速v0v=3.53m/s5.2 m/s在5-25m/s范围内4. 确定中心距a和基准带长Ld0 初选中心距a0 根据得：，故中心距a0=280mm= dd2,符合取值范围。 计算初定的带长Ld0 基准带长Ld查表19-2得Ld=1120mm 实际中心距a留出适当中心距调整量5. 计算小带轮包角1 合适6. 确定带的根数z查表:由nm和dd1得P0=0.74;=0.09 =0.88;=0.91选用A型普通V带z=4根。7. 确定带的预拉力F0由q=0.10kg/m得，8. 计算作用在轴上的力FQ9. 带轮结构设计 查表19-14可知，主动带轮为实心式带轮，孔径为dd=42mm(与电动机伸出端配合)；键槽为A型，bht1=12mm8mm3.3mm;轮槽角=34从动带轮为六孔板式带轮，辐板宽度S=18mm,孔径由高速轴设计时确定（dk=35mm）;键槽为A型，bht1=10mm8mm3.3mm；轮槽角=38。两带轮的基准宽bd=14.0mm，基准线上槽深hamin=3.5mm，基准线下槽深hfmin=14.0mm，槽间距e=(190.4)mm,槽边距fmin=11.5mm，最小轮缘厚=7.5mm。带轮宽度307mm带轮材料选用HT250五齿轮传动尺寸设计一）.高速级齿轮的设计：1.齿轮的选用1).选用直齿圆柱齿轮传动。2).选用8 级精度。3).材料选择：大齿轮材料为45 钢，正火后硬度为170 210 HBS小齿轮材料为40MnB, 调质后硬度为240 285HBS4).初定小齿轮的齿数为Z 1=26，则大齿轮齿数Z 2=i g1 Z 1=4.92261292.按齿面的接触强度设计：1).确定公式内各计算数值：(1).小齿轮的转矩： Nm(2).载荷平稳，对称布置，轴的刚度较大，取载荷综合系数K=1.2(3).齿宽系数取d =0.9(4).确定许用接触应力：由图18-4可知小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 720MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2 460MPa小齿轮：H1= =720MPa大齿轮：H 2= =460MPa2).数据代入公式计算:(1).得小齿轮分度圆直径：(2).计算模数：m=2.07(mm) 取 m=2.5(mm)(3).计算齿轮主要尺寸及圆周速度：分度圆直径： d1 = Z 1m =262.5=65(mm);d2 = Z 2 m =1292.5=322.5(mm)中心距：齿轮齿宽:b=dd1 =0.965=58.5(mm) 取b1 =64(mm)、b2 =58(mm)圆周速度：(4).校核齿根弯曲强度:校核公式用式 a.复合齿形系数根据Z1 、Z2由表18-9 查得Y FS1=4.19; YFS2=3.95 b. 确定许用弯曲应力由图18-7查得Flim1=530MPa ，F lim2 =460 MPaS F min=1，由式= 得=530( N /mm2 )， =460( N /mm2 )所以H=H 2=550MPac. 式中已知 K=1.2 ;T H =78430（Nmm）；m=2.5mm；b=58.5mmd. 校核计算：校核结果：安全(5).齿轮传动的几何尺寸：名称计算公式结果分度圆直径d1=Z1md2=Z2m65mm322.5mm模数m2.5mm中心距a=m(Z1+Z2)/219375mm齿形角20齿顶高ha1=mha2=m2.5mm2.5mm齿跟高hf1=1.25mhf2=1.25m3.125mm3.125mm齿全高h=ha+hf5.625mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1da2=d2+2ha270mm327.5mm齿根圆直径df1=d1-2hf1df2=d2-2hf258.75mm316.25mm齿宽b1b264mm58mm五轴承的设计由于所有轴承所受的轴向载荷较小，考虑到安装以及互换性的简便，选用最常用的深沟球轴承。一).高速轴上的轴承设计：1.计算作用在轴承上的载荷：由前面的计算得，高速级小齿轮所受的载荷为：周向力： 径向力：在水平面内轴承所受的载荷： ; 在垂直面内轴承所受的载荷： ; 所以轴承所受的总载荷为： ; 2.当量动载荷以及基本而定动载荷的计算由于基本只受径向载荷，所以当量动载荷为：P1 = KPF1=1.11274.8=1402.3N；P2 = KPF2=1.11274.8=1402.3N已知预期寿命为：Ln = 300316 =14400h所以基本额定动载荷为：3.初步确定轴的最小直径由于电动机轴径为28mm,因此在高速轴上装联轴器的一段轴径取28mm,所以选用d=40mm.查表选用6008 型深沟球轴承。二).低速轴上的轴承设计：1.计算作用在轴承上的载荷：由前面的计算得：周向力： ；径向力：在水平面内轴承所受的载荷：在垂直面内轴承所受的载荷：所以轴承所受的总载荷为：2.当量动载荷以及基本而定动载荷的计算由于基本只受径向载荷，所以当量动载荷为：已知预期寿命为：L h = 300316 =14400 h所以基本额定动载荷为：3.初步确定轴的最小直径查表选用6014型深沟球轴承，d=70mm六轴的设计1.高速轴的设计：1).轴的材料选择：选用45 钢正火处理，由图18-4可抗拉强度极限:B =590MPa2.) 轴的结构设计3).按弯扭合成进行轴的强度校核：(1).画轴的受力简图，如图(a)所示(2).计算轴的受力：Ft = 2 T3 / d4 =277878/65=2396.2（N）F r= F t tan =2413.3tan20=872.1（N）(3).计算轴承反力：在水平面内轴承所受的载荷：F1 H =436.05（N）；F2 H =Fr-F1H=436.05（N）在垂直面内轴承所受的载荷：F1 V =1198.1（N）F2 V =1198.1（N）所以轴承所受的总载荷为：(4).计算弯矩，作弯矩图，如图(b)所示在水平面内：截面b: Mb H=58 F1 H =50436.05=25291 Nmm在垂直面内截面b: Mb v=50 F1 v =581198.1=69490Nmm合成弯矩：(5).计算扭矩，作扭矩图，如图(c)所示已知，T1= 78430Nmm(6).计算当量弯矩，作当量弯矩图，如图(d)所示由，查表得，得，T2=0.5873950=45169Nmm(7).校核轴的强度：分别计算轴截面a、b处的直径截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径已达到28mm和57mm,所以，强度足够。2.低速轴的设计：1).轴的材料选择：选用45 钢正火处理，抗拉强度极限:B =590MPa （2P217 表12-1）2). 轴的结构设计：3).按弯扭合成进行轴的强度校核：(1).画轴的受力简图，如图(a)所示(2).计算轴的受力：Ft = 2 T3 / d4 =2371533/322.5=2304.1（N）F r= F t tan =2324.5tan20=838.6（N）(3).计算轴承反力：在水平面内轴承所受的载荷：F1 H =423（N）F2 H =419.3（N）在垂直面内轴承所受的载荷：F1 V =1152.05（N）F2 V =1152.05（N）所以轴承所受的总载荷为：(4).计算弯矩，作弯矩图，如图(b)所示在水平面内：截面b: Mb H=59F1 H =59419.3=24738.7( Nmm)在垂直面内截面b: Mb v=59 F1 v =591152.05=567971( Nmm)(5).计算扭矩，作扭矩图，如图(c)所示已知，T2= 371.53Nm(6).计算当量弯矩，作当量弯矩图，如图(d)所示由，查表得，得，T2=0.58371920=215489 Nmm(7).校核轴的强度：分别计算轴截面a、b处的直径截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径已达到60mm和45mm,所以，强度足够。七键的设计以及强度校核1.低速轴齿轮用键联接的设计校核：低速轴与齿轮联接，选用普通圆头平键（A 型）查附表14-29得：键宽: b=14mm 键高：h=9mm 键长：L=36mm计算得：键的工作长度l=L-b=36-14=22mm键的工作高度k=h/2=9/2=4.5mm选用键的材料为45 钢，被联接的齿轮材料为钢，查机械设计手册相关表格得：许用挤压应力P = 60 90 MPa齿轮与键联接的许用挤压应力为：，故合适2.高速轴联轴器用键联接的设计校核：高速轴与联轴器联接，选用普通圆头平键（A 型）查表14-29得：键宽: b=6mm 键高：h=6mm 键长：L=50mm计算得：键的工作长度l=L-b=50-6=44mm键的工作高度k=h/2=6/2=3mm选用键的材料为45 钢，被联接的齿轮材料为钢，查表得：许用挤压应力P = 70 80 MPa齿轮与键联接的许用挤压应力为：，故合适3. 低速轴联轴器用键联接的设计校核：低速轴与联轴器联接，选用普通圆头平键（A 型）查表14-29得：键宽: b=14mm 键高：h=9mm 键长：L=110mm计算得：键的工作长度l=L-b=110-9=101mm键的工作高度k=h/2=9/2=4.5mm选用键的材料为45 钢，被联接的齿轮材料为钢，查表得：许用挤压应力P = 70 80 MPa齿轮与键联接的许用挤压应力为：，故合适八.联轴器的选择设计1.高速轴与电动机联接的联轴器：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为K A= 1.3联轴器的计算扭矩T c = K A T1 =1.377.878 =101.24(Nm)由于转速不高，并且冲击不大，故选用凸缘联轴器考虑到电动机的轴径是35mm，,最终选用GYH4钢制凸缘联轴器许用扭矩T =224( N m)许用转速n=9000 r /min配合轴径d 1=28mm； d2 =35mm； d3 =40mm与轴的配合长度 L=62mm2.低速轴与电动机联接的联轴器：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为KA=1.3联轴器的计算扭矩T c = K A T2 =1.3371.53 =743.84(Nm)由于转速不高，并且冲击不大，故选用凸缘联轴器考虑到电动机的轴径是45mm,最终选用GYS6钢制凸缘联轴器许用扭矩T =900( N m)许用转速n=6800 r /min配合轴径d 1=70mm； d2 =78mm； d3 =60mm；，与轴的配合长度 L=110mm九减速器箱体的设计一）.箱体的主要的结构尺寸单位:mm箱体（座）壁厚（）=12=0.025a+8箱盖壁厚（1 ）1=101 =0.85=10.2，取1=10箱底，箱盖，箱座底凸缘厚度（b,b1,b2）b=18b=1.5=1.512=18b1=15b1=1.5=1.512=15b2=30b2=2.5=2.512=30地脚螺栓直径及数目（df,n）df=16df=0.04a+8=0.04199.5+8=16，取df =16n=6取n=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=10d1=0.75df=10箱盖，箱座联接螺栓直径 d2d2=8d2 = (0.5 0.6)df =7，取d2 =8螺栓的间距：150-200轴承端盖螺钉的直径及数目(d3,n)d3轴D=64，d3=8,螺钉数4轴D=80，d3=12,螺钉数6检查端盖螺钉的直径d4d4=6单级减速器 d4=6df,d1,d2 至箱外壁距离C1C1C1df=22 C 1d1=14 C1d2=12df,d1,d2 至凸缘边缘距离C2C2C2df=20 C2d1=18 C2d2=16轴承座外径D2D2(1)=64D2(2)=110轴D2=D+(55.5)d3=64，轴D2=D+(5-5.5)d3=110轴承旁联接螺栓距离SS1=100 S2=160 轴承旁凸台半径R1R1 =C1R1df=20 R1d1=16 R1d2=12轴承旁凸台高度hh根据低速轴轴承座外径D2Md1扳手空间c1的要求由结构确定箱外壁至轴承座端面距离L1L1=48C1+C2+(5-8)=34箱盖，箱座肋厚（m1，m）m1=8m=8m10.851=0.858=6.8m0.85=0.858=6.8大齿轮顶圆与箱内壁间距离1=1511.2=15齿轮端面与箱内壁距离2=12 2=12P w=1.81(kw)=0.90i =14.86ib=3i g =4.95n1 =236.67 r/minn2=47.81r/min nw=47.81r/minP1 =1.93kwP2 =1.86 kwP w =1.82 kwT1=77.87NmT2=371.53NmT w=361.55NmT0=27.03（Nm）选用A型普通V带dd1=95mmdd2=280mmv=3.53m/s（合格）a0=280mmLd0=1184mma=248mmLd=1120mmz=4FQ=1024NZ 1=26Z 2=129载荷综合系数K=1.2d =0.9 m=2.5(mm)小齿轮直径：d1 =65(mm)大齿轮直径