带式传输机的传动装置设计结构设计.doc

带式传输机的传动装置设计结构设计一、 带式运输机的一级圆柱齿轮减速器二、 传动方案图：1-V带传动；2-运输带；3-一级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-电动机；6卷筒图1-1三、原始数据输送带工作拉力F(N)1100输送带速v（m/s）1.50滚筒直径D/mm250四、工作条件：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，运输带速允许误差5%。设计计算及其说明结果一、 传动方案拟定1、工作条件连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作。2、原始数据滚筒圆周力F=1100N;带速V=m/s；滚筒直径D=250mm。3、方案拟定采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲和吸振性能，适应大转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。2、 电动机的选择（1）电动机类型选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。电动机容量的选择连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作.P0=PW/总Pw=Fv/1000总=12345式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒传动效率。由表3.1机械传动效率 取1=0.96、2=0.99、3=0.97、4=0.99、5=0.95则：总=12345=0.960.990.970.990.95=0.87P0=Fv/1000总=（11001.5）/（10000.87）=1.90（kw）(2) 确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒=601000V/(D)=6010001.5/(250)=115r/min查机械设计课程设计附录A表A.1机械传动效率值和传动比范围 取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 i1=35。取V带传动比i2=24。则总传动比i总=620。故电动机转速的可选范围为N电= i总n卷筒=（620）115=6902300r/min方案电动机型号额 定功 率电动机转速电动机重量参考价格传动装置传动比同步转速满载转 速总传动比V带传动减速器1Y100L2-431500144068kg32016.73.345.012Y132S-63100096084kg48011.162.83.993Y160M-837107201240kg7108.372.363.54则符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min、1500 r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比iaia=nm/n卷筒=960/115=8.35总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i（式中i0、i分别为带传动和齿轮传动的传动比）2、分配各级传动装置传动比按表A.1机械传动效率值和传动比范围取i0=2.8（普通v带i=24）因为：ia=i0i 所以 i=ia/ i0=8.35/2.8=2.98四、传动装置的运动和动力设计将传动装置各轴由高速到低速依次定位轴、轴、轴、轴。 i0、i为相邻两轴间的传动比01、12为相邻两轴的传动效率PP为各轴的输入功率（Kw）TT为各轴的输入转矩（N*m）nn为各轴的转速（r/min）可按电动机轴至工作运动路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、运动参数和动力参数的计算计算各轴的转速可按电动机轴至工作运动路线推算，得到各轴的运动和动力参数。轴：n= nm = 960 r/min轴：n=nm/i0=960/2.4=342.86 r/min轴：n= n/i=342.86/2.98=115.05 r/min轴：n= n=115.05 r/min 2、计算各轴的功率P=P0=1.90KwP= P1=1.90.96=1.824 KwP= P23=1.8240.990.97=1.752 KwP= P34=1.7250.970.99=1.682 Kw3、各轴扭矩T=9550P/n=95501.9/960=18.90（N*m）T=9550P/n=95501.824/342.86=50.81（N*m）T=9550P/n=95501.752/115.05=145.43（N*m）T=9550P/n=95501.682/115.05=139.61（N*m）将以上结果汇总列表3.4备用。轴名参数电动机 轴轴轴卷筒轴转速n/（r/min）960400342.86115.05功率P/（Kw）1.901.821.751.68扭矩T/(N*m)50.81145.43139.61传动比i12.82.981效率0.960.960.96030.9603五、普通V带设计1、确定计算功率Pca由表8-8 查得工作情况系数KA=1.2 故 Pca=KAP=1.21.9=2.28Kw2、选择V带的带型根据Pca n1 由图8-11选用A 型3、确定带轮的基准直径dd并验(1)、初定小带轮的基准直径dd1,由表8-7 和表8-9,取小带轮的基准直径dd1=125mm(2)、验算带速V,按式(8-13)验算带的速度 V=6.28m/s因为5m/sV30m/s,故带速合适 (3)、计算大带轮的基准直径,根据式(8-15a) i=,计算大带轮的基准直径.dd2=idd1=2.8125=350mm4、确定V带的中心距a的基准长度Ld(1)、根据式(8-20) 初定中心距a0=600mm(2)、由式(8-22) Ld02a0+(dd1+dd2)+计算带所需的基准长度 Ld02a0+(dd1+dd2)+ = 2600+(125+350)+ mm 由表8-2选带的基准长度Ld=1940mm (3)、按式（8-23）计算实际中心距a aa0+=（600+）mm586.5mm 按式（8-24）中心距变化范围为557.4644.7mm5、验算小带轮上的包角= 180-（350-125）6、计算带的根数Z（1）、计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=125mm 和n1=960 r/min，查表8-4得P0=1.37KW 根据n1=960r/min，i=2.8和A型带，查表8-5得P0=0.11Kw 查表8-6得K=0.95，表8-2 得KL=1.02，于是Pr=（P0+P0）KKL=(1.37+0.11) 0.951.021.43Kw (2)、计算V带的根数Z Z=1.59 取2根 7、计算单根V带的出拉力F0由表8-3 得A型带的单位长度质量0.105kg/m,所以 F0=500+= 500 +0.1056.28152.14N8、计算压轴力=2=22152sin79=595.84596N 带轮结构设计大带轮采用轮辐式，小带轮采用腹板式。 外形尺寸d1=（1.8-2）d=251.8=45mm=350+22.75=355.5mmB=(Z-1)e+2f=（2-1）15+29=33mm椭圆轮辐尺寸290=290=40.5mm=()B=5.5b1=0.4h1=0.440.5=16.2b2=0.8b1=0.816.2=12.966、 齿轮传动1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按图所示的传动方式，选用直齿圆柱齿轮传动，压力较取为20。(2)带式传动为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。(3)材料选择。由表10-1，选择小齿轮的材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。(4)选用小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=u Z1 =2.9824=71.52，取Z2=72。2、齿面接触疲劳强度设计(1)、由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即 d1t确定公式中的各参考值试选用。计算小齿轮转矩。T=9.55106P/n1=9.551061.824/342.86=50805.58Nmm由表10-7选取齿宽系数d=1。由图10-20查的区域系数ZH=2.5。由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度。=arccos24cos20/(24+21)=29.841=arccos72cos20/(72+21)=23.849 = 24(tan29.841- tan20)+ 72(tan23.894-tan20)/2 =1.652=0.885计算接触疲劳许用应力H。由图10-25d差得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式（10-15）计算应力循环次数：N1=60 =60342.8624（1636510）=2.8831010N2=N1/u=2.8831010/（72/24）=9.61109由图10-23查取接触疲劳寿命KHN1=0.9 KHN2=0.95取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得 取中较小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力,即2)试算小齿轮分度圆直径d1t=mm=48.556mm调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数钱的数据准备。a、圆周速度v。 b、齿宽b。b=dd1t=148.02mm=48.556mm计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=1。根据v=0.9 ms、7级精度，由图10-8查得动载荷系数kv=1.07。齿轮的圆周力。Ft1=2T1d1t=250805.5848.556N=2.093103NKAFt1b=12.09310348.556Nmm=43.1Nmm100Nmm查表10-3得齿间载荷分配系数。（3）由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数，由此得到实际载荷系数2）由式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径mm及相应的齿轮模数 m=3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）计算模数，即1）确定公式中的各参数值试选由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。计算。由图10-17查得齿形系数、。由图10-18查得应力修正系数、由图10-24a查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=1） 试算模数=1.415mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的准备。圆周速度v。 齿宽b。 宽高比b/h。 2）计算实际载荷系数KF。根据v=0.61m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04由Ft1=2T1d1t=250805.5833.96=2992NKAFt1b=1299233.96=88.1 N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合b/h=10.67查图10-13，得，则载荷系数为3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿数模数 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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.538mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数。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。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 (3)计算齿轮宽度 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10）mm即，b1=b+（510）mm=6166mm取b1=64mm，而大齿轮的齿宽等于设计齿宽b2=b=56mm5、圆整中心距后的强度校核。本例采用变位法将中心距就近圆整至a=115mm。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其它几何参数不变，如z1、z2、m、b等保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）、计算变位系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 从图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。分配变位系数、。由图10-21b可知，坐标点位于L15线和L16线之间。按这两条线做射线，再从横坐标的z1、z2处做垂直线与射线交点的纵坐标分别是、。（2）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-10）中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：KH=1.822，T1=50805.58Nmm，d1=34mm，u=2.98，ZH=2.5，。将它们代入式（10-10）得到齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（3）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-6）各中的参数。同样，为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：，m=2，。将它们代入式（10-6），得到齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6、结构设计及绘制齿轮零件图见手绘图纸7、主要设计结论齿数Z1=28，Z2=84，m=2mm， 压力角，变位系数，中心距a=112mm，齿宽b1=64mm，b2=56mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。7、 传动轴的设计1、输入轴的设计计算（1）按扭转强度估算值的直径，选用45开调质硬度217255HBS，轴输入功率为=1.824Kw，转速为=342.86 r/min。根据15-27并查表15-3，取=126(2)确定轴各段直径和长度从大带轮开始右起第一段由于带轮与轴通过键连接，则轴还需要增强5%，则取=25mm，又带轮的宽度B=（Z-1）e+2f=（2-1）e+2f=33mm，则取第一段的长度=40mm。右起第二段直径取=30mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的宽度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，轴承的端盖为20mm，则取第二段的长度为=50mm。右起第三段该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6007型轴承，其尺寸为,那么该段的直径为=35mm。取齿轮距箱体的内壁之距离，已知滚动轴承宽度T=14mm，轴承应距箱体内壁一段距离，S=8mm，则。右起第四段，该段是齿轮轴段，小齿轮的宽度为64mm，则=64mm。右起第五段，该段是轴承的轴间段，其直径应小于滚动轴承内圈与外圈，则=40mm。长度与第三段相同，箱体与齿轮之间的距离为16mm，轴承与箱体壁为8mm，则=16+8=24mm。右起第六段改轴端为轴承安装段，其轴承，则=35mm，=14mm。该轴的，键选用C型，2、输出轴的设计计算（1）按扭转强度估算值的直径，选用45开调质硬度217255HBS，轴输出功率为 =1.75Kw，转速为=115.05 r/min。根据15-27并查表15-3，取=126(2)确定轴各段直径和长度联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑转矩变化小，故取半联轴器的孔径为，长度。半联轴器与轴毂 孔长度，轴长度从联轴器左起第二段直径取=37.5mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的宽度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，轴承的端盖为20mm，则取第二段的长度为=50mm。从联轴器左起第三段该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6008型轴承，其尺寸为dDB=406815,那么该段的直径为=40mm。取齿轮距箱体的内壁之距离，已知滚动轴承宽度T=15mm，轴承应距箱体内壁一段距离，S=8mm，因要和输入轴装配到减速器的装配要求所以轴承到齿轮的距离为29.5mm则。从联轴器左起第四段，该段是齿轮轴段，大齿轮的宽度为56mm，为了套筒能固定齿轮的轴向定位,此段轴因小于齿轮的宽度,则=52mm。从联轴器左起第五段,该段是齿轮的轴间段，齿轮的左边是要用轴肩来固定,轴肩的高度h=(2 3)R,由轴径d=43mm,查表15-2,得R=1.5mm,故取h=4.5mm,D5=D6+h=45+4.5=49.5.轴环的宽度b1.4h,则=6.3mm。从联轴器左起第六段，该段是轴承的轴间段，其直径应小于滚动轴承内圈与外圈，=46mm，则。因要和输入轴装配到减速器的装配要求所以轴承到齿轮的距离为23.2mm，从联轴器左起第七段改轴端为轴承安装段，选用6008型轴承，其尺寸为dDB=406815，则=40mm，=15mm。该轴的，键选用C型， 联轴器的键是选用和两种型号。3、输入与输出轴上齿轮上作用力的大小，方向。 输入、输出齿轮的分度圆分别为d入=56mm，d出=168mm 作用在齿轮上的转矩为T入=5.08110N.mm,T出=1.454310N.mm 求圆周力Ft Ft入=2T/d入=25.08110/56=1814.64 N Ft出=2T/d出=21.454310/168=1731.3 N 求径向力Fr Fr入= Ft入tan=1814.64tan20=660.47 N Fr出= Ft出tan=1731.3tan20=630.14 N4、求轴长支座反力 根据轴承支座反力的作用点以及轴承盒齿轮在轴上的安装位置建立力学模型。 水平的支反力 FHA入= FHB入=907.23 N FHA出= FHB出=865.65 N 垂直的支反力 FVA入= =330.235 N FVB入= Fr入- FVA入=660.47-330.235=330.235N FVA出= =315.07 N FVB出= Fr出- FVA出=630.14-315.07=315.07 N 由于选用是深沟球轴承则Fa=0。 水平弯矩中C处的弯矩为 MCH=RAH MCH入=RAH入=907.23126/2=57155.49 Nmm MCH出=RAH出=865.65126/2=54535.95 Nmm 垂直弯矩 MCV入= FVA入=330.235126/2=20804.805 Nmm MCV出= FVA出=315.07126/2=19849.41 Nmm 合成弯矩 M入=60824.25 Nmm M出=58035.92 Nmm 输入与输出轴所受的扭矩等于它传递的转矩. T入=5.08110, T出=1.454310 Nmm 当量弯矩 该轴为单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 =68036.65 Nmm =104795.64 Nmm 判断危险截面并验算强度 在装齿轮轴段为危险截面。 已知,分别为68036.65 Nmm, 104795.64 Nmm由表(15-1)查得=60MPa =/W=68036.65/0.140=10.63 MPa =/W=104795.64/0.143=13.18 MPa 因此, 都是小于,故安全.5、受力图输入轴 （a）Fr=660.47 N Ft=1814.64 N （b）FHA入=907.23 N FHB入=907.23 N （c MCH入=57155.49 (d) FVA入=330.235 N FVB入=330.235N （e ）MCV入=20804.805 （f）M入=60824.25 (g) T入=5.08110 （h）输出轴 （a）Fr=630.14 N Ft=1731.3 N （b）FHA出=865.65 N FHB出=865.65 N （c） MCH出=54535.95 (d) FVA出=315.07 N FVB出=315.07 N （e）MCV出=19849.41 （f）M出=58035.92 （g） （h）八、 箱体的设计 (1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 (2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵住。 (3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 (4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 (5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。 (6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 (7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 (8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。 (9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 16轴承端盖螺钉直径d36窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 20凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 44、32大齿轮顶圆与内机壁距离112小齿轮端面与内机壁离2 16机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D292， 98轴承端盖凸缘厚度t 10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=D2九、 联轴器的设计1、类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。2、载荷计算 计算转矩 ， 其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.53、型号选择 根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩T=1250Nm, 许用转速n=3750r/m ,故符合要求。十、润滑和密封的设计1、密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2、润滑 (1)对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050