带式运输机传动装置设计-机设课程设计说明书.docx

工程设计工具机械设计课程设计说明书设计题目 带式运输机传动装置设计iii产品名称带式运输机传动装置iii目录第2页目录目录11前言11.1设计背景11.2设计目的12 设计题目22.1 设计带式运输机的传动装置22.2 设计任务32.3 具体作业33 设计方案43.1传动方案的拟定43.2电动机的选择、传动系统的运动和动力参数43.2.1电动机的选择43.2.2传动比分配53.2.3各级传动的动力参数计算53.2.4将运动和动力参数计算结果进行整理并列表63.3减速器齿轮（闭式、斜齿）设计63.3.1选择材料及确定许用应力63.3.2按齿面接触疲劳强度初步计算73.3.3校验弯曲强度93.3.4齿轮其他传动的参数93.3.5齿轮传动参数列表103.4开式齿轮（斜齿）设计103.4.1选择材料及确定许用应力103.4.2按齿面弯曲强度初步计算113.4.3校验接触强度133.4.4齿轮其他传动的参数133.4.5齿轮传动参数列表143.5轴的设计与校核153.5.1轴的初步设计153.5.2 i轴的强度校核153.5.3 ii轴的强度校核183.6滚动轴承的选择与校核213.6.1 i轴轴承的选择与校核213.6.2 ii轴轴承的选择与校核233.7键联接的选择与校核243.7.1 i轴与小齿轮配合处键联接243.7.2 i轴外伸端处键联接243.7.3 ii轴与大齿轮配合处键联接253.7.4 ii轴外伸端处键联接253.8联轴器的选择与校核253.9润滑和密封形式的选择，润滑油及润滑脂牌号的选择263.10其他技术说明273.10.1箱体结构相关尺寸273.10.2减速器技术要求284 参考文献28机械设计综合课程设计第30页带式运输机传动装置设计1前言1.1设计背景机械设计课程设计是各大高校工科学生的必修课，也是培养学生机械设计能力的基础课程，其重要性和意义是十分显然的。1.2设计目的（1）以机械系统运动方案设计与拟定为结合点，把机械设计课程中分散于各章理论和方法融会贯通起来，进一步巩固和加深学生所学的理论和知识；（2）通过拟定减速器的方案，使我们初步具有机构和零件配合的组合能力；（3）进一步提高我们运算、绘图、整理和查阅技术资料的能力；（4）通过编写说明书，培养我们的表达、归纳、总结和独立思考与分析的能力。2设计题目2.1设计带式运输机的传动装置传动装置简图如下图所示：1）带式运输机数据 运输机滚筒轴功率p= 4.4 kw运输机滚筒轴转速n= 82 r/min运输带滚筒直径 d= 300 mm滚筒轮中心高度 h= 300 mm2）工作条件 用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳。3）使用期限工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。4）生产批量及加工条件 小批量生产，无铸造设备。2.2 设计任务1)选择电动机型号；2)确定开始齿轮传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。2.3 具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，大齿轮轴）；3)设计说明书一份。3 设计方案3.1传动方案的拟定根据任务书确定传动方案为：闭式齿轮，二级(闭式+开式)斜齿轮传动3.2电动机的选择、传动系统的运动和动力参数计算项目计算内容计算结果3.2.1电动机的选择工作机所需功率传动效率实际需要功率工作机转速电动机转速由于齿轮传动的传动比，所以电动机的转速范围7384018r/min。常用的电动机转速为750r/min，1000r/min和1500r/min，而选用1500r/min较为合适。由文献2表19-1，电动机型号可选为y132s-4型，其额定功率为5.5kw，满载转速1440r/min。y132s-4型额定功率5.5kw满载转速3.2.2传动比分配总传动比带传动比减速器传动比由取3.2.3各级传动的动力参数计算各轴转速（分别为小齿轮轴转速，大齿轮轴转速，输出轴转速）各轴输入功率pm各轴输入转矩3.2.4将运动和动力参数计算结果进行整理并列表轴名功率p/kw转矩t/nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴4.9232.63144010.99i轴4.87084.822132.331.9814404.190.96ii轴4.67744.6307129.97128.67343.684.190.95卷筒轴4.44544.4001517.73512.5582.023.3减速器齿轮（闭式、斜齿）设计3.3.1选择材料及确定许用应力材料选择由于是小批量生产，无铸造设备，所以采用工艺过程比较简单的软齿面。因为i轴转速为1440r/min，经估算可知小齿轮外缘的转速4.3 m/s（小于10m/s），所以初步选用齿轮8级精度。小齿面选用45号钢表面调质，硬度220286hbs大齿面选用45号钢表面调质，硬度220286hbs力学性能：接触疲劳极限、弯曲疲劳极限由文献1表11-1，有安全系数sh、sf由文献1表11-5取sh=1.25，sf=2sh=1.0，sf=2许用应力3.3.2按齿面接触疲劳强度初步计算载荷系数k由文献1表11-3取k=1k=1齿宽系数由文献1表11-6，取小齿轮转矩大小齿轮齿数z1，z2取小齿轮齿数z1=31，则大齿轮齿数z1=31z2=130实际传动比i弹性系数查文献1表11-4，初定螺旋角螺旋角系数初定初步估计分度圆直径模数mn确定中心距根据文献1表4-1，取m=1.75 mm取整数值mn=1.75 mm确定螺旋角分度圆直径d1，d2齿宽b1，b2取b2=45mm3.3.3校验弯曲强度当量齿数zv1，zv2齿型系数yfa1，yfa2ysa1，ysa2查文献1图11-8得yfa1=2.47，yfa2=2.15查文献1图11-9得ysa1=1.66，ysa2=1.84yfa1=2.47yfa2=2.15ysa1=1.66ysa2=1.84验算弯曲强度安全齿轮圆周速度3.3.4齿轮其他传动的参数端面压力角齿顶高ha齿根高hf全齿高h顶隙cha=mn=1.75mmhf=1.25mn=2.1875mmh= ha+ hf=3.9375mmc= hf-ha=0.4375mmha= 1.75mmhf=2.1875mmh= 3.9375mmc= 0.4375mm齿顶圆直径dada1=d1+2ha=61.264mmda2=d2+2ha=245.736mmda1=61.264mmda2=245.736mm齿根圆直径dfdf1=d12hf=53.389mmdf2=d22hf=237.861mmdf1=53.389mmdf2=237.861mm齿轮结构齿轮精度小齿轮为实心式大齿轮为腹板式根据上述计算可知，两齿轮边缘线速度v=4.355m/s10m/s所以八级精度合适。计算项目计算内容计算结果3.3.5齿轮传动参数列表中心距a/mm模数mn/mm螺旋角端面压力角t1501.7520516.52”25齿数齿宽/mm分度圆直径/mmz1z2b1b2d1d231130504557.764242.236齿高/mm齿顶圆/mm齿根圆/mmhahfda1da2df1df21.752.187561.264245.73653.389237.8613.4开式齿轮（斜齿）设计3.4.1选择材料及确定许用应力材料选择由于是开式齿轮，所以采用硬度较高的硬齿面。因为ii轴转速为343.68r/min，经估算可知小齿轮外缘的转速小于10m/s，所以初步选用齿轮8级精度。小齿面选用45号钢表面淬火，硬度5256hrc大齿面选用45号钢表面淬火，硬度5256hrc力学性能：弯曲疲劳极限由文献1表11-1，有安全系数sf由文献1表11-5取sf=2sf=2许用应力3.4.2按齿面弯曲强度初步计算载荷系数k由文献1表11-3取k=1k=1齿宽系数由文献1表11-6，取小齿轮转矩大小齿轮齿数z1，z2取小齿轮齿数z1=19，则大齿轮齿数取z2=80z1=19z2=80实际传动比i当量齿数当量齿数初定螺旋角螺旋角系数齿型系数yfa1，yfa2ysa1，ysa2初定查文献1图11-8得yfa1=2.92，yfa2=2.24查文献1图11-9得ysa1=1.57，ysa2=1.78yfa1=2.92yfa2=2.24ysa1=1.57ysa2=1.78模数mn查文献1表4-1，取mn=4mmmn=4mm确定中心距取整数值确定螺旋角分度圆直径d1，d2齿宽b1，b2取b2=30mm3.4.3校验接触强度因是开式齿轮，故可不用校验接触强度3.4.4齿轮其他传动的参数端面压力角齿顶高ha齿根高hf全齿高h顶隙cha=mn=4mmhf=1.25mn=5mmh= ha+ hf=9mmc= hf-ha=1mmha= 4mmhf=5mmh= 9mmc= 1mm齿顶圆直径dada1=d1+2ha=88.606mmda2=d2+2ha=347.394mmda1=88.606mmda2=347.394mm齿根圆直径dfdf1=d12hf=70.606mmdf2=d22hf=329.394mmdf1=70.606mmdf2=329.394mm齿轮结构齿轮精度小齿轮为实心式大齿轮为腹板式根据上述计算可知，两齿轮边缘线速度v开v闭=4.355m/se取x=0.56,y=1.75x=0.56y=1.75确定压紧端左端轴承压紧。轴承受的轴向载荷fa=405.5nfa=405.5n当量动载荷p由于fr2fr1，所以以轴承2的径向动载荷为计算依据，p2=xfr2+yfa=0.56686.2+1.75405.5 n=1094.1 np2=1094.1n温度系数ft载荷系数fp由文献1表16-9，取ft=1，fp=1.2ft=1fp=1.2额定动载荷cr由文献2表6-63,6205轴承的cr=14.0kncr=14.0kn轴承寿命lh=10660nftcrfpp22=106601440(1141.21.094)2=14037 h使用期限为：工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年,三班制工作，每班工作四小时，l期望=300312 h=10800hlhl期望，轴承选择合理轴承选择合理3.6.2 ii轴轴承的选择与校核轴承受力图径向载荷frfr1=fy12+fx12=(-4647.7)2+2813.82n=5433.1 nfr2=fy22+fx22=2504.72+(-689.8)2 n=2598 nfr1=5433.1 nfr2=2598 n内部轴向力fa右端轴承受轴向力fa=fa2-fa1=1139-390.9 n=748.1 nfa=748.1 n确定轴承当量载荷的x、yfac0r=748.124000=0.031查文献1表16-11，取e=0.23fafr2=748.15433.1=0.13710800 h轴承选择合理轴承选择合理3.7键联接的选择与校核材料选择许用挤压应力选用铸铁或者45钢，取铸铁，45钢3.7.1 i轴与小齿轮配合处键联接键的选择选用圆头普通平键（键845gb1096-2003）其中b=8mm，h=7mm，l=45mm，t=4.0mm，t1=3.3mm键845键的校核键选取合适3.7.2 i轴外伸端处键联接键的选择选用圆头普通平键（键828 gb1096-2003）其中b=8mm，h=7mm，l=28mm，t=4.0mm，t1=3.3mm键828键的校核键选取合适3.7.3 ii轴与大齿轮配合处键联接键的选择选用圆头普通平键（键1240 gb1096-2003）其中b=12mm，h=8mm，l=40mm，t=5.0mm，t1=3.3mm键1240键的校核键选取合适3.7.4 ii轴外伸端处键联接键的选择选用圆头普通平键（键1025 gb1096-2003）其中b=10mm，h=8mm，l=25mm，t=5.0mm，t1=3.3mm键1025键的校核键选取合适3.8联轴器的选择与校核联轴器的选择i轴外伸端需使用联轴器选用凸缘联轴器gy2型(gb/t 5843-2003)凸缘联轴器gy2型弹性柱销联轴器hl2型的参数公称转矩tn（nm）许用转矩n (r/min)轴孔直径d（mm）631000018轴孔长度外径d(mm)轴孔类型键槽类型ll1423090ja联轴器的计算由文献1表17-1取工作情况系数ka=1.5，则计算转矩联轴器选择合适,3.9润滑和密封形式的选择，润滑油及润滑脂牌号的选择润滑方式大齿轮线速度故齿轮选用油池润滑，需油量2l左右，最高最低油面相距18mm左右由于减速箱内有齿轮的润滑油，所以轴承采用油沟润滑齿轮选用油池润滑轴承采用油沟润滑润滑油牌号选用全损耗系统用油代号l-an32(gb443-89)l-an3密封形式机座与机盖凸缘结合面的密封选用在接合面涂密封胶或水玻璃的方式观察孔和放油孔等处的密封选用石棉橡胶纸垫片密封轴承端盖处使用橡胶密封圈3.10其他技术说明3.10.1箱体结构相关尺寸长宽高475mm186mm332mm机座壁厚机盖壁厚1机座凸缘厚b机盖凸缘厚b1机座底凸缘厚b2=8mm1=8mmb=1.5=12mmb1=1.51=12mmb2=2.5=20mm=8mm1=8mmb=12mmb1=12mmb2=20mm地脚螺栓直径df地脚螺栓数目n轴承旁连接螺栓直径d1箱盖与箱座连接螺栓直径d2轴承端盖螺钉直径d3窥视孔盖螺钉直径d4定位稍直径d轴承旁凸台半径r1凸台高度h外箱壁至轴承座端面距离l1大齿轮顶圆与内机壁距离1小齿轮端面与内机壁距离2箱盖、箱座肋厚m1、m轴承与箱体内机壁距离3i轴轴承端盖外径diii轴轴承端盖外径dii轴承端盖凸缘厚tdf=16.32mm 选m20n=4d1=0.75d