带式运输机传动装置.doc

设计题目： 带式运输机传动装置 学院 ：机械工程学院 设计者：学号：指导老师： 设计时间：2010年6月目 录一、设计任务书-2二、传动方案分析-2三、电动机的选择计算-3四、总传动比的确定和各级传动比的分配-3五、运动和动力参数的计算-3六、传动零件的设计-4七、轴的设计和计算-13八、滚动轴承的选择和计算-18九、键连接的选择和计算-20十、联轴器的选择和计算-21十一、润滑和密封的说明-21十二、拆装和调整的说明-22十三、减速箱体的附件的说明-22十四、设计小节-23十五、参考资料-23一、设计任务书课程设计的题目：带式运输机传动装置（二级斜齿轮展开式）（1）传动示意图：（2） 输送带的牵引力F=6.5KN 输送带的速度=1.2m/s 提升机鼓轮的直径D=400mm 滚筒效率 (包括滚筒与轴承的效率损失)；0.96 （3）工作条件及设计要求：工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳 使用折旧期8年，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，检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量 :一般机械厂制造，小批量生产。二、传动方案分析方案比较l 方案(a)结构最紧凑，但在长期连续运转的条件下，由于蜗杆传动的效率较低，其功率损失较大；方案(b)的宽度尺寸较方案(c)小这时应该综合比较可以看出我选用的是两级减速器中最简单、应用最广泛的结构。但齿轮相对于轴承位置不对称。当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此轴应设计得具有较大刚度，并使高速轴齿轮远离输入端。淬硬齿轮大多采用此结构。 计 算 及 说 明三电动机选择计算1原始数据如下：输送带的牵引力F=6.5kN输送带工作速度V=1.2m/s提升机鼓轮的直径D=400mm2电动机型号选择运输机所需功率kw取1=0.95（带）,2=0.99（联轴器） ,3=0.99（轴承）,4=0.97（低速级齿轮）,5=0.97（高速级齿轮）；滚筒效率6=0.96a=12 ( 3)3 456=0.86电动机功率 Pd=Pw / a=9.08 kw,故选择其额定功率为11kw工作机转速 电动机转速 已知，故电动机转速的可选范围是 r / min 选为1500 r / min故选电动机型号为Y160M-4 其主要参数为：，H=160mm, r / min四总传动比确定及各级传动比分配 分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑。 =1460 r / min；= =1460 / 57.3=25.48 ，i带=24，取i带=2.52,所以i减=10.11i减=i高*i低 i高=(1.31.5)i低 i高=3.63i低=2.79五运动和动力参数的计算（各轴转速，各轴输入功率和输入转矩）1.各轴转速：=1460 / 2.52=579.4 r / min=579.4/3.63=159.61r / min=159.61 /2.79=57.2 r / min2.各轴输入功率：P1=Pd01=9.080.95=8.63kwP2=P102=9.080.950.97=8.29kwP3=P234=8.290.970.99=7.96kwP4 = kw3.各轴输入转距：Td=9550Pd/nm=95509.08/1460=59.4NmT1=Td01=59.42.520.95=142.2 NmT2=T1i112=142.23.630.97=500.7 NmT3=T2i223=500.72.790.97=1355Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率P(kw)转距T(Nm)转速n(r/min)传动比i效率 输入输出输入输出电动机轴119.08220059.41460.001.00 0.95 一轴8.638.29142.2500.7579.42.52 0.97二轴8.29 7.96500.71355159.63.630.99 三轴7.967.81355135557.2六传动零件的设计计算1.带传动的选择计算 工作情况为：运转方向不变，工作载荷稳定。所以选用Ka=1.2计算功率为Pca=KaP=1.2*11=13.2 kw;小带轮转速为1460r/min根据计算功率Pca和小带轮转速n1查表选择的带型为普通v带B型初选小带轮的基准直径d1:查表选d1=140mm 故d2=i1d1=2.52140=355mm,查表确定d2为355mm验算带的速度v1:v=d1n1/(601000)=3.141401460/(601000)=10.70 m/s,经验算符合要求 确定中心距a和带的基准长度Ld:根据传动的结构需要初定中心距a0，取0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(d1+d2)=(140+355) 0.7=346.52(d1+d2)= (140+355) 2=990取a0=400mm所需带的基准长度Ld12a0+/2(d1+d2)+(d2-d1) (d2-d1)/4a0=1606.04,查表选择Ld=1800mm实际中心距aa0+(Ld-Ld1)/2=497mm=a-0.015Ld=470mm , =a+0.03Ld=551mm验算主动轮上的包角1:1180(d2-d1)/a57.5=155.1390符合要求确定带的根数z：Z=Pca/(Po+Po)KKL由d1和n1 查表2.82kw由n1和i 查表Po=0.46 kwZ=13.2/(2.82+0.46) 0.950.93=4.5 选5根其中 0.93 0.95确定预紧力Fo:500Pca(2.5-ka)/ka*zv+qvv=500由于新带容易松弛，所以对非自动紧张的带传动，安装新带的预紧力应大于上述预紧力，所以F0=1.5228.87=343.3N计算带传动作用在轴上的力Fp为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力Fp。如果不考虑带的两边的拉力差，则Fp=2zsin(/2)=2 5228.87sin()=2235N2.高速级齿轮设计u 选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。材料选择。有表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数 Z1=24, 大齿轮齿数 Z2=3.632488选取螺旋角。初选螺旋角 =u .按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是1)确定公式内各计算数值： 载荷系数 Kt=1.6 小齿轮传递的转矩：T1=9.55P/N=9.558.63/579.4=1.42Nmm 由表10-7选取齿宽系数 由表10-6查得材料的弹性影响系数 由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限MPa 应力循环次数 N1=60n1jLh=60579.4138400=1.33N2= N1/i=1.33/3.63= 由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.9, KHN2 =0.95 计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1 0.9600/1=540 MPa 0.95550/1=522.5MPa 所以需用接触应力为=(540+522.5)=531.25 MPa2)代入数据进行计算a.计算小齿轮分度圆直径b.计算圆周速度 V=dt1 n1/（60x1000）=x64.93x579.4/（60x1000）=2.21m/sc.计算齿宽b及模数 b=d d1t=1x64.93mm=64.93mm mmd计算齿宽与齿高之比b/h齿高 h=2.25 mt=2.25x2.62mm=5.9mm所以b/h=64.93/5.9=11mme.计算纵向重合度 Z1=0.318124tan14=1.903f.计算载荷系数根据v=2.21m/s ，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.1直齿轮，KH= KF=1由表10-2查得使用系数KA=1查图10-13得KF= 1.35由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮1相对支承非对称布置时，由b/h=11.69，KH=1.422, ，故载荷系数 K= KAKvKHKH=1x1.1x1.4x1.422=2.19 g.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）得=64.93x=72mm h.计算模数 u 按齿根弯曲强度设计 1)确定公式的计算数值载荷系数 K= KAKvKFKF=1x1.1x1.4x1.35=2.08 根据纵向重合度1.903,从图10-28中查得螺旋角影响系数0.88查取齿形系数由表10-5查得 YFa1=2.592，YFa2=2.192查取应力校正系数由表10-5查得 YSa1= 1.596，YSa2=1.776查取大小齿轮的YFa YSa/ F由图10-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限=500Mpa;大齿轮=380 Mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85; =0.88所以取弯曲疲劳系数为S=1.4,有式10-12得小： F1= KFN1FE1/S =0.85x500/1.4=303.57 Mpa大： F2= KFN2FE2/S=0.88x380/1.4=238.86 Mpa故：小：YFa1 YSa1/ F1=2.592x 1.596/303.57=0.01363Mpa大：YFa2 YSa2/ F2=2.192*1.776 /238.86=0.01630Mpa 2）设计计算 对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5mm,已经可以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=72mm来计算相应的齿数于是 由取Z1=31,则Z2=3.6328=101.64 取z2=102u 几何尺寸计算1) 计算中心距2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 3) 计算大小齿轮的分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 4) 计算齿轮宽度所以取B1=73mm , B2=78mm3.低速级齿轮设计u 选定齿轮类型、精度等级、材料及热处理工艺。 根据传动特点：选用斜齿圆柱齿轮传动；速度不高，所以与一级一样选用7级精度；材料选择：选择小齿轮材料为40 Cr，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS；热处理工艺：大小齿轮都用调质处理。初选小齿轮齿数为Z1=24 大齿轮齿数为Z2=2.792467 u .按齿面接触疲劳强度进行计算设计的计算公式是：1) 确定公式内各计算数值： a 载荷系数 Kt=1.6b 由图10-30选取区域系数ZH=2.43c 由图10-26查得，则d 小齿轮传递的转矩 T1=9550=9550=496e 由表10-7选取齿宽系数d=1f 由表10-6查的材料的弹性系数ZE=189.8Mpa1/2g 由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮1的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa大齿轮2的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpah 计算应力循环次数N1=60n1jLh=60159.61（163008）=3.7 N2=N1/i=3.7*/2.79=i 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95j 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得H1= KHN1XHlim1/S=0.9x600=540MPaH2= KHN2XHlim2/s=0.95x550=522.5MPa所以 H=531.25MPa2) 计算a 求小齿轮分度圆直径,带入公式计算mmb 计算圆周速度 c 计算齿宽 d 计算齿宽与齿高之比模数： 齿高：e 计算载荷系数根据 七级精度，由图108查得动载荷系数 ; 斜齿轮由表102查得使用系数;由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，由=10.98，查图1013，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u 按齿根弯曲强度设计即按公式设计计算1) 确定公式中的各计算值a 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限；b 由图1018取弯曲疲劳寿命系数，c 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）有d 计算当量齿数 e 计算载荷系数Kf 查取齿形系数 由表105查得；g 查取应力校正系数 由表105查得；h 计算大，小齿轮的并加一比较大齿轮的数值大。2) 设计计算 =3.07mm 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所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（既模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度所算得的模数3.1mm并就圆整为标准值mn=3.5，按接触强度算得的分度圆直径d1=109.44mm.算出小齿轮的齿数大齿轮齿数 这样设计的齿轮传动，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。3) 几何尺寸计算a 计算中心距b 按圆整后的中心距修正螺旋角 c 几何尺寸计算计算分度圆直径d 计算齿轮宽度取 ，七、轴的设计和计算(一) 第一根轴的设计已知条件：轴上的功率P1=8.63kw,转速n1=579.4 r/min,转矩T1=142.2Nm1) 初步计算直径 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轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；查表15-3取A1= 112 ，初定d1=28mm2) 轴的结构设计 结构图如下装配方案是：左端依次安装角接触球轴承，轴承端盖，右端依次安装套筒、角接触球轴承，轴承端盖，带轮。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68）mm，否则可取（46）mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（13）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。(二) 第三根轴的设计已知条件：轴上的功率P3=7.96kw,转速n3=57.2 r/min,转矩T3=1355Nm1) 初步计算轴径a 轴的材料选用常用的45钢 3轴也为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；查表取A3=112，取为60mmb 输出轴的最小直径显然是安装在联轴器的直径处。为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算扭矩Tca=kaT=1.31355=1761.5n.m 故取联轴器型号为HL5型 则孔径dFG=50 半联轴器与轴配合的长度为L1=107mm2) 轴的结构设计 初步设计如下图：装配方案：左端依次安装齿轮，角接触球轴承，端盖，右端依次安装角接触球轴承、 轴承端盖，联轴器。尺寸设计准则同1轴(三) 第二根轴的设计及其校核已知条件：轴上的功率P2=8.29kw,转速n2=159.6 r/min,转矩T3=500.7Nm1) 初步确定轴的最小直径 2轴为非外伸轴，应取较大的A值；查表15-3，A2=120。 取d2 =45mm2) 轴的初步设计如下图：装配方案：左端依次安装大齿轮，角接触球轴承，端盖，右端依次安装 角接触球轴承、端盖。尺寸设计准则同1轴3) 2轴的弯扭合成强度计算由2轴两端直径d=45mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为7309C，D=100mm，B=25mm a=20.2mm（轴承的校核将在后面进行）。a 求作用在齿轮上的力,轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮上的作用力：大齿轮的圆周力=2 /d1=2*500.7/262.8=3.81KN;径向力= tan=3.81*tan20=1.39KN轴向力KN 小齿轮的圆周力 =2/ d2=2*500.7/108.2=9.3KN;径向力 轴向力轴的结构图做出轴上的弯矩图和扭矩图。水平面：铅垂面：同理用受力分析得到,所以 载荷水平面垂直面支反力F弯矩MMV1=147.8Nm MV1=272.6Nm MV2=210.7Nm MV2=336.2Nm 总弯矩 扭矩TT=500.7 Nm4) 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。根据式（15-5）和上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取a=0.6,轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 因此,故安全.八滚动轴承的选择计算1轴上的轴承的选择两端采用角接触球轴承，根据轴直径d=40mm，选择角接触球轴承的型号为7208C，主要参数如下：D=80mm;B=18mm;a=17mm基本额定静载荷 Co=25.8 kN基本额定动载荷 C =36.8kN极限转速 Vmax=7500r / min2轴上轴承的选择与寿命检验(1).轴承的选择选择使用角接触球轴承，根据轴直径d=45mm，选用深沟球轴承的型号为7309C，主要参数如下： D=100mm；B=25mm；a=20.2mm基本额定静载荷 Co=39.8 kN基本额定动载荷 C =49.2 kN极限转速 Vmax=6000 r / min(2).寿命计算 两轴承的径向合力分别为： 由插值法确定得 两次相差的值不大，因此确定查表13-5得 两轴承运转中只有轻度冲击，按表13-6，=1.1，则 所以按轴承1 的受力大小验算轴承计算寿命 减速器设计寿命 所以 满足寿命要求。 (3).极限工作转速计算以上所选各轴承的极限转速都成立，所以他们的极限工作转速一定满足要求。3.轴的轴承选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=75mm，选用深沟球轴承的型号为6215，主要参数如下： D=130mm；B=25mm；基本额定静载荷 Co=49.5 kN基本额定动载荷 C =66 kN极限转速 Vmax=4500 r / min九、键连接的选择和计算1) 键的选择轴键槽部分的轴径为28mm，所以选择普通圆头平键键87,b=8mm, h=7mm, L=75mm轴左端键槽部分的轴径为80.25mm，所以选择普通圆头平键键2214 ,b=22mm h=14mm L=100mm右端键槽部分的轴径是60，所以选择普通圆头平键键1811，b=18mm,h=11mm L=110mm轴键槽部分的轴径为52mm，所以选择普通圆头平键键 1610,b=16mm, h=10mm, L=65mm2) 轴键的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100120MPa，所以取 =110 MPa轴上键的强度计算T2=456.3Nm k=0.5h=5mm l=L-b=65-16=49mm故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 1355=2032.5Nm2型号选择根据计算转距选择挠性联轴器GY8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 d=60mm轴孔长度 L=142mm十一润滑和密封说明1润滑说明因为滚动轴承速度较低，所以轴承采用稠度较小的润滑脂进行脂润滑。润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。齿轮速度没超过23m/s,所以采用浸油润滑，齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离为3060mm。2密封说明防止外界的灰尘、水分等侵入轴承并阻止润滑剂的漏失，轴承的密封装置用“挡油盘”。在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。部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1) 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。2) 在安装齿轮后，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。十三减速箱体的附件说明箱体是用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。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。其材料为：HT200。加工工艺路线：铸造毛坯时效油漆划线粗精加工基准面粗、精加工各平面。粗、半精加工各主要加工孔精加工主要孔粗、精加工各次要孔加工各紧固孔、油孔等去毛刺清洗检验。箱体附件有：窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、起盖螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。十四设计小结经过两个多星期的工作，我终于共同将此次设计完成。之前真的低估了课程设计的难度，当动手算、动手查每一个数据并一遍遍改正的时候才越来越发现设计任务的艰巨，它不仅仅需要有不错的机械设计基础知识，更重要的是要有一定得耐力和细心。通过此次设计，我对机械设计知识有了进一步的了解和掌握，也进一步掌握了对CAD知识的熟练运用，最终懂得了减速器的设计过程。另外我们此次设计的如期完成也离开不了老师对于本次的课程设计提供的很多的指导与帮助，在这里真心地感谢老师。十五参考资料1机械设计濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社，2005年。2机械设计课程设计手册吴宗泽 罗圣国主编，高等教育出版社，2006年。3.工程图学鲁屏宇主编 2006年。4.互换性与测量技术基础 毛平淮主编。5机械设计手册软件版 第三版。 结 果Pw=7.8kwa =0.86=57.3 r / min电动机型号Y160M-4 相关参数为Nd=1500 r / minD=24mmP=1.1kwH=160mm=1460 r / mini减=10.11i高=3.63i低=2.79n1= 579.4 r / minn2=159.61r / minn3= =57.2r / minP1= 8.63kwP2= 8.29kwP3= 7.96kwP4= 7.