机械设计课程设计-带式运输机传动装置（二级斜齿轮展开式）.doc

江南大学机 械 设 计 课 程 设 计计算说明书设计题目： 带式运输机传动装置（二级斜齿轮展开式）学院：机械工程学院专业：机械工程及其自动化 班级：机自 班设计者： 学号： 指导老师： 设计时间： 年 月目 录一、设计任务书 -1二、总体设计 -11.分析和拟定传动方案 -12.电动机的选择 -33.传动比的分配 -44.运动和动力参数计算 -6 三、主要传动零件的计算和设计 -12 1.带、齿轮、链轮等-16 2.轴的设计和计算 - -183 .滚动轴承的选择和计算-194.键连接的选择和计算-205.联轴器的选择和计算-20四、润滑和密封的说明-21五、拆装和调整的说明-21六、减速箱体的附件的说明-21七、设计小节-21八、参考资料-22 1、 设计任务书：设计带式输送装置 原始数据：输送带牵引力F=4.5KN；带速V=1.8m/s;鼓轮直径D=400mm工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度为35C；动力来源电力，三相交流，电压380/220V。批量生产， 一般机械工厂；检修间隔期 ，四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；二、总体设计1.传动方案示意图：（二级斜齿轮展开式）整体设计计算：2.电动机选择计算（1） 传动装置的总效率： = 带联轴器2齿轮4轴承卷筒 由手册表1-7查得带=0.96，联轴器=0.99，齿轮=0.97，轴承=0.99，卷筒=0.96 =0.96 0.990.9720.9940.96=0.825（2）工作机所需的功率Pw = FV/1000=45001.8/1000=8.1KW（2） 电动机功率Pd Pd = Pw/ =8.1/0.825=9.818KW （3） 3电动机转速n 滚筒工作转速：nw = 601000v/D=6010001.8/（400）=85.94 r/min I总 =i带 i齿 = （24）（6.320）=12.680 电动机转速nd = nw i总=85.94（12.680）=1082.8446875.2 符合的有1500 r/min和3000 r/min 由P额 Pd 取P额 =11KW 方案 电动机型号 额定功率/KW 电动机同步转速 满载转速 额定转矩 轴中心高1 Y160M1-2 11 3000 2930 2.0 422 Y160M-4 11 1500 1460 2.2 42 选取方案2 选n=1500 r/min4 电动机 额定功率/KW 同步转速 满载转速 额定转矩 轴中心高 轴直径Y160M-4 11 1500 1460 2.0 160mm 42mm3. 传动比 1总传动比 =1460/85.94=16.99 2分配 取i带 =2 则i低 =2.6 i高 =3.264. 运动动力参数 1 各轴转速 nm = 1460r/min 满载时n1= nm /i带 =1460/2=730 r/minn2 = nm1/i高 =730/3.26=223.90 r/min圆筒 n4 = n3 = n2 / i低 =223.9/2.6=86.12 r/min2 各轴输入功率 轴 PI = Pd 带 =9.8180.96=9.43kw轴 PII = PI 轴承 齿 =9.430.990.97=9.06kw轴 PIII = PII 轴承 齿 = 9.06 0.99 0.97 = 8.70kw卷筒轴 P= PIII 轴承 联 = 8.70 0.99 0.99 = 8.53kw 轴输出功率=输入功率轴承 =0.99Pn 3 各轴输入扭矩（Nm） 电动机Td=9550Pd/nm =95509.818/1460=64.22 Nm轴 T1=Td带i带=64.220.962=123.30 Nm轴 T2=T1i高轴带=123.303.260.990.97=386.00Nm轴 T3=T2i低轴带=386.002.60.990.97=963.77Nm 卷筒轴 T4=T3轴联=963.770.990.99=944.59 Nm 输入扭矩 三、主要传动件的计算与设计 1 V带传动 （1）由16h/天， PW =8.1kw 查表取KA =1.3Pc = KAPd =1.39.818=12.76kw小带轮n1 = nm =1460 r/min 由书P157图8-11 选用B型V带 （2）确定d1和d2 推荐d1=125140mm 取d1=140mmdmin =125mm d2=i d1=2140=280mm ( 3 ) 带速 v = d1n1/(601000) = 1401460/(601000)= 10.70 5 m/s 带速合适 （4）基准长度Ld和中心距a 初选中心距 ao=(0.72)( d1+d2)= (0.72) ( 140+280)=294840取ao=500mm则 基距：由P146表8-2取Ld=1600mm中心距 （5）小带轮包角1 合适(6)确定根数Z 根据d1 = 140mm， n1 = 1460r/min，查书P154表 用线性插入法得：P0=2.84kW又i = 2，查表 用线性插入法得：P0 = 0.46kW 由表知 得KL = 0.92， B型，由 =162.76，用线性插入法得K = 0.966，由此可得：(7)计算作用在带轮轴上的压力FQ由课本P149表 查得q = 0.18kg/m， 得V带的初拉力：N作用在轴上的压力FQ， N2、齿轮传动的设计计算1精度等级，材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动（2）初选7级精度（3）材料选择：小齿轮材料40Cr（调质）齿面硬度为280HBS 大齿轮材料45钢（调质）齿面硬度为240HBS 一，高速对齿轮：（4） 选小齿轮Z1=17 齿数比i=3.26 Z2=173.26=55.42 取Z2=55 （5） 初选螺旋角=14（6） I高=3.26，n1=730r/min Z1=17， Z2=55 P1=9.43 I低=2.6，n1=223.90r/min Z1=21，Z2=54 P1=9.062 确定公式内各计算数值a.试选b.由图10-30选取区域系数ZH=2.433c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距 Nmme.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限h.应力循环次数 i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90 ，KHN2=0.92j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1b圆周速度c.计算齿宽b及模数 d.计算纵向重合度 e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=2.32级精度，有图10-8查得动载荷系数.08，故 由表10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5查得 e.计算大、小齿轮的并加以比较取S=1.4, 大齿轮的数值大。 设计计算 mm因此取，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 取取，则,取Z2=68；(4).几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为138mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 所以取二，低速对齿轮啮合选小齿轮Z1=21，齿数比i=2.6， Z2=213.26=54， 取Z2=54 a.试选b.由图10-30选取区域系数ZH=2.433c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距 Nmme.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限h.应力循环次数 i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.92,KHN2=0.95j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1b圆周速度c.计算齿宽b及模数 d.计算纵向重合度 e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=1.03m/s，7级精度，有图10-8查得动载荷系数.05，故 由表10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5查得 e.计算大、小齿轮的并加以比较取S=1.4, 大齿轮的数值大。 设计计算 mm因此取，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 取取，则 取(4).几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为155mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 所以取七轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。 考虑到1轴要与大带轮联接，初算直径d1必须与其和电动机相匹配，所以初定d1=42mm取d2 =45mm；d3 =55mm3轴的弯扭合成强度计算(1).求作用在齿轮上的力，轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮1上的作用力：齿轮2上的作用力：再由下图求出轴承对轴的作用力 作出2轴的力学模型，如再计算出各个作用点处的弯距和扭距水平面H内 竖直面V内 扭矩(2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取1，右齿轮：抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的弯扭强度条件为 查表15-1得 MPa所以 符合弯扭强度条件2，左齿轮符合条件八滚动轴承的选择计算11轴上的轴承的选择和寿命计算选择角接触球轴承的型号为6210，主要参数如下：dDB=509020基本额定静载荷 Co=23.2kN基本额定动载荷 C =35.1 kN极限转速 Vmax=6700 r / min因1轴所受的轴向力向右（以作用简图为准），所以只有最右边的深沟球轴承受轴向力 该轴承所受的径向力约为右轴承查表13-5得深沟球轴承判断系数 e =0.24所以 当量动载荷深沟球轴承所受的径向力约为 当量动载荷所以 ，应用核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数 轴承计算寿命 减速器设计寿命 所以 满足寿命要求2，2轴上轴承的选择计算(1).轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=45mm，选用深沟球轴承的型号为6209，主要参数如下： dDB=458519基本额定静载荷 Co=20.7 kN基本额定动载荷 C =31.7 kN极限转速 Vmax=7000 r / min(2)，寿命计算由Fae=FNV=-1355.8N,知2轴的右轴承受轴向力Fa2=1355.8对左轴承：仅受径向力 P1=Fr1=5688.7对右轴承：受径向力 Fr2=7093.76N,受轴向力Fa2=1355.8N,取e=0.27则查表13-5，取X=1,Y=0由P1P2,所以取P=P2,轴承计算寿命 则，需每两年换一次。3，3轴上轴承的选择计算(1).轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=45mm，选用深沟球轴承的型号为6209，主要参数如下： dDB=458519基本额定静载荷 Co=20.7 kN基本额定动载荷 C =31.7 kN极限转速 Vmax=7000 r / min 该轴承所受的径向力约为右轴承查表13-5得双列角接触球轴承判断系数 e =0.26所以 当量动载荷深沟球轴承所受的径向力约为 当量动载荷所以 ，应用核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数 轴承计算寿命 所以 满足寿命要求 九 轴选择与计算 1键的选择 I轴 bhl=12856II轴 bhl=14956 III轴 左bhl=2816100（与输出联轴器匹配） 右bhl=201270（与齿轮匹配）2强度计算 取(1).1轴上键的强度计算 所以 满足强度条件(2).2轴上键的强度计算 所以 满足强度条件(3).3轴左端键的强度计算 所以 满足强度条件右端键的强度计算 所以 满足强度条件十联轴器的选择计算1计算联轴器的计算转距查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取 2型号选择根据计算转距，选择挠性联轴器LH5型主要参数如下：公称扭距 （满足要求）许用转速 （满足要求）轴孔直径 轴孔长度 十一润滑和密封说明1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。十二拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mm时，可取游隙为4070mm。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。十三减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。十四设计小结设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知