带式传输机的传动装置设计.doc

机械设计课程设计计算说明书 设计题目: 带式传输机的传动装置设计 机械设计制造及其自动化 专业 (2) 班 设计者 赖乃辉 学号 20120663216 指导教师 陈刚 2014 年 12 月 20 日三明学院机电工程学院目录一、电动机的选择1二、确定传动装置的总传动比和分配级传动比4三、 V带的设计5四、齿轮传动的设计7五、低速轴设计14六、高速轴设计17七、键的连接设计19八、箱体结构设计20九、密封和润滑的设计21十、设计小结以及参考文献22机械设计课程设计任务书单级圆柱齿轮减速器(用于带式输送机传动装置中)运动简图:1电动机；2V带传动； 3-单级圆柱齿轮减速器4-联轴器 ；5-带式输送机 ；6-滚筒 ； 7-滚动轴承工作条件：两班制连续单向运转，载荷轻微变化，使用期限15年。输送带速度允差。三、原始数据卷筒直径d/mm450传送带运行速度V m/s1.6运输带上牵引力F/N2600设计工作量：一 编写设计计算说明书份(附:内容顺序如下)1 目录（标题及页次）、设计任务书2 电动机选择传动比分配及运动和动力参数计算电动机3 带的选择及计算、齿轮的设计计算 联轴器4 轴的设计计算及校核（并简要说明轴的结构设计）5 润滑密封及拆装等简要说明单级圆柱齿轮减速器8参考资料二 绘制减速器装配图1张；绘制减速器零件图2张。三 绘制减速器零件图2张 设 计 计 算 及 说 明 结 果一、电动机选择1.1电动机类型和结构的选择：选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，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。 1.2确定电动机的功率和型号 计算工作机所需输入功率wV/1000w (kw) 由原始数据表中的数据得 w=26001.6/10000.96=4.33 kw1.3计算电动机所需的功率 d (kw) dw总式中总=带滚筒齿联查表：一对轴承效率滚=0.99V带传动效率带=0.96滚筒传动效率筒=0.96齿轮传动效率齿=0.98联轴器传动效率联=0.99总=0.990.960.960.980.99=0.88dw总4.33/0.88 kw =4.92 kw 查表机械课程设计第二版，优先选择Y132M2-6型电动机 电动机参数如下： 额定功率(kw)：Pm=5.5 kw 额定转矩（N/m）:2.0N/m 最大转矩（N/m）:2.0N/m 发动机质量m=84kg 卷筒的转速=60v/D=601.6/0.45=67.9 r/min w=4.33 kwd4.92 kwnw=67.9 r/minY132M2-6型电动机二、计算总传动比和分配各级传动比2.1 确定总传动比 i=/电动机满载速率nm,套筒转速nw总传动比i为各级传动比的连乘积i=2.2分配各级传动比总传动比i=/=960/67.9=14.1 选带轮的传动比=3=14.1/3=4.72.3计算传动装置的运动参数与动力参数（1）计算各轴的转数： 高速轴：=960 r/min中间轴轴：= / =960/3 r/min=320 r/min低速轴III轴：=/=320/4.7 r/min=68r/min 毂轮轴： =68r/min（2）计算各轴的功率：轴： = 5.50.99=5.445 kW轴： = =5.4450.980.99=5.28 kWII轴：=5.280.980.99=5.12 kW毂轮轴： =5.120.990.99=5.02（KW）式子中：为电动机的额定功率；c轴器的效率；为一对轴承的效率；为高速齿轮传动的效率；为低速级齿轮传动的效率。（3）计算各轴的输入转矩： 轴I的输入转矩：=9550/=95505.445/960=54.2 Nm 轴II的输入转矩：=9550/=95505.28/320=157.6 Nm 轴III的输入转矩：=9550/=95505.12/68=719Nm 毂轮轴IV的输入转矩：=9550/=95505.02/68=705Nmi=14.1=3=4.7=960 r/min=320 r/min=68r/min=68r/min=5.445 kW =5.28 kW=5.12 kW=5.02 kW=54.2 Nm=157.6 Nm=719Nm=705Nm 3. 综合以上数据，得表如下：轴名功率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 iI轴5.44554.29603II轴5.28157.63204.7III轴5.12719681.00毂轮轴5.0270568三、带的设计3.1确定V的型号确定计算功率由机械设计表8-8查得工作情况系数=1.2 =1.25.5=6.6kW根据机械设计由图8-11选用A型。 3.2确定带轮的基准直径，并验算带速。根据机械设计表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径=118mm验算带速V：V=/（100060）=118960/601000=5.93m/s因为5m/sV120符合要求。3.6 计算V带的根数。1) 确定额定功率 由和查表8-4得=1.262kw 根据、和A型V带查机械设计表8-5得=0.11kw 查表8-6得包角系数=0.94 查表8-2得长度系数=1.002）计算V带的根数Z =5.116取整数z=63.6计算单根V带的初拉力由表8-3得A型带的单位长度质量=0.105kg/m，所以=500mm=1750mmz=6 =158N3.7计算压轴力。=26158sin（152.3/2）=1840N主要结论：V带选用A型普通V带6根，带基准长度为1750mm =118mm =355mm 464mma543mm =158N四、齿轮设计 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1) 类型选择：根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20。2) 精度选择: 输送机为普通减速器，输送机为一般工作机，速度不高，查表10-6取8级精度。3) 由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45号钢（调质），齿面硬度240HBS。 4）选择大、小齿轮的齿数 选用小齿轮的齿数=24；大齿轮齿数=4.724=112.8 取=113 2.按齿面接触疲劳强度设计由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即1） 试选=1.32） 计算小齿轮传递的转矩 T1= 9550P1/n1= 95505.28/320=157N.m3） 由表10-7选取齿宽系数=14） 由图10-20，查表得区域系数ZH=2.55） 由表10-5查得材料得弹性影响系数ZE=187.8MPa1/2=158N=24=113=1.3=1ZH=2.5ZE=187.8MPa1/26）由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数ZZ=0.8697)计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=650MPa =540MPa 由式（10-15）计算应力循环次数 N1=60N2jLh=603201（28315） =13.10109 =/u=13.108109/(113/24)=7.936108由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98取失效效率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得= =取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 =539MPa8）试算小齿轮分度圆直径 =66.233mm(2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算圆周速度V。Z=0.869=650MPa=540MPaKHN1=0.95KHN2=0.98=570MPa=539MPa =66.233mm =1.1m/s 2）齿宽b。 b=66.233mm （3）计算实际载荷 1）由机械设计表10-2查得使用系数=1.25。 2）根据V=1.1m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数=1.06 3)计算齿轮的圆周力=2157500/66.233N=4.756N/b=1.254756/66.233 N/mm=89.75N/mm 100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2 4）由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑对 称分布时，齿向载荷分布系数=1.459 得到实际载荷系数 5) 由式(10-9)可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 =66.233=80.338mm 及相应的齿数模数 m=mm=3.347mm3.按齿根弯曲强度设计 （1）由式（10-7）计算模数，即 1）确定公式中的各参数值试选=1.3 由图10-17查得齿形系数 =2.68 =2.18由图10-18查得应力修正系数 =1.58 =1.81由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 =500 MPa =380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.86 =0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式（10-14）得 V=1.1m/sb=66.233mmK=2.32=80.338mmm=3.347mm=1.3=2.68=2.18=1.58=1.81=500 MPa=380MPa=0.86=0.92S=1.4 =MPa=307.14MPa =MPa=249.71MPa =0.0138=0.0158因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.0158 2）试算模数 =1.972mm (2)调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V d1=mtZ1=1.97224=47.335mm V=m/s=0.79m/s 齿宽b b=dd1=147.335mm=47.335mm 宽高比b/hh=2(2ha*+c*)mt=2(21+0.25) 1.719mm=4.437mmb/h=10.672）计算实际载荷系数KF 根据V=0.79m/s,八级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.04 由 d1=47.335mmV=0.79m/sb=47.335mm 查表10-3得齿间载荷分配系数 3）由机械设计表10-4用插值法查得 ，结合b/h=10.67查图10-13，得=1.37则载荷系数KF=KAKV = 4）由式（10-13）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=取由弯曲疲劳强度算得的模数2.261，并且近圆整为标准值m=2.5按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=80.338mm。小齿轮齿数Z1=取Z1=33，则大齿轮齿数Z2=i2Z1=,取Z2=155，Z1Z2互为质数。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、几个计算 （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，一般将小齿轮略加宽（510）mm, =b+(510)mm=87.592.5mmKF=1.96m=2.5Z1=33Z2=155 取=90mm，而使大齿轮的齿宽等级设计齿宽，即=b=82.5mm 5、圆整中心距后的强度校核 （1）齿面接触疲劳强度的校核 Nmm, =490.89MPa1.4h,故该段取12mm61L-L=94-21-12=61mm21使用30209轴承，故L20.5，故取21mm(3) 轴上的载荷1轴的传递转矩轴传递的转矩T=157.6N.M2求轴上的作用力轴上的作用力齿轮上径向力FR1=Ft，其中n=20。，=0。故FR1=1730N，齿轮上的圆周力Ft=2T2/d=865N,轴向力Fa=0N3求支反力Fbh2=Fah2=Ft/2=865在右轴承的支反力的作用点引出齿轮作用力作用点的距离为0.521+500.5+80+61=176.5做轴的受力简图做水平面受力图和弯矩图Fbh2=Fah2=Ft/2=2378NMch=Fah2176.5=4.197105Nmm做垂直面的受力图和弯矩图Fav2=Fr75/213=609N ，Fbv2=Fr-Fav2=1121NMcv=Fav224.75=1.526105NmmM=（Mch）2+(Mcr)2=4.466105Nmm=(M2+(T) 2)/W=25.34Mpa查机械设计书本表15-1得到（-1）=55Mpa，所以安全七键连接设计7.1低速轴处1）齿轮处轴段直径 d=63mm，轴长80mm，选用A型普通平键 查表6-2得 p=100120MPa 查表6-1得键的宽度b=18mm，键高h=11mm，键的长度L=70mm 按抗压强度校核 键的工作长度 l=L-b=（70-18）mm=52mm T=719N.m 按式（6-1）得P= =MPa=79.81MPaP,故合适 键：bhl1811522）联轴器处轴段直径d=50mm，轴长82mm，选用A型普通平键 查表6-2得 p=100120Mpa 查表6-1得键的宽度b=14mm，键高h=9mm，键的长度L=70mm 按抗压强度校核 键的工作长度 l=L-b=（70-14）mm=56mm T=705N.m 按式（6-1）得P= =MPa=112MPaP,故合适键：bhl14956 7.2高速轴处 1）带轮处轴段直径d=36mm，轴长72mm查表6-2得 p=100120Mpa 查表6-1得键的宽度b=10mm，键高h=8mm，键的长度L=63mm 按抗压强度校核 键的工作长度 l=L-b=（63-10）mm=53mm T=157.6N.m 按式（6-1）得P= =MPa=41.3MPaP,故合适键：bhl108532）齿轮处轴段直径 d=48mm，轴长88mm，选用A型普通平键 查表6-2得 p=100120MPa 查表6-1得键的宽度b=14mm，键高h=9mm，键的长度L=80mm 按抗压强度校核 键的工作长度 l=L-b=（80-14）mm=66mm T=157.6N.m 按式（6-1）得P= =MPa=22.3MPaP,故合适 键：bhl14966八箱体结构设计（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，尺寸设计根据手册第89页。（2）放油螺塞 减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注，尺寸设计根据手册第90页确定。（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，尺寸设计根据手册第85页确定。（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，尺寸设计根据手册第94页右图确定。（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，参考手册第76页选用M10型号的螺钉。（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，尺寸参考手册p84确定。（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，尺寸参考手册p80确定。（8）吊环和吊钩 在机盖上装有铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖，尺寸参考手册p86确定。（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，尺寸参考手册p87和p88确定。（10）箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚7机盖壁厚17机座凸缘厚度b11机盖凸缘厚度b 113机座底凸缘厚度b 222地脚螺钉直径df18地脚螺钉数目N4轴承旁联结螺栓直径d115机盖与机座联接螺栓直径d210联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d39窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6df，d1, d2至外机壁距离C1df， d2至凸缘边缘距离C2轴承旁凸台半径R1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 45大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D2998轴