带式输送机传动装置机械设计.doc

机械设计课程设计一、设计题目 带式输送机传动装置二、运动简图 图11电动机 2V带 3齿轮减速器 4联轴器 5滚筒 6输送带三、工作条件该装置单向传送,工作中载荷平稳,工作年限10年，大修期限3年，每年工作300天，两班制工作，工作机允许速度误差为 5%，在专门工厂小批量生产。四、原始数据运输机工作拉力（N）：2400运输带速度V（m/s）：1.7滚筒直径D（mm）：370五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核 10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计. 一. 电动机的选择一、电动机输入功率Pw =Fv/1000w=2400*1.7/(1000*0.95)= 4.29(kw) 二、电动机输出功率取v带传动效率为0.95，滚动轴承传动效率为0.99，齿轮传动效率为0.97，联轴器传动效率为0.99，其中总效率为=v带*2轴承*2齿轮*2联轴器=0.95*0.992*0.972*0.992=0.8586Pd=PW/=4.29/0.858=4.996(kw)因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于Pw即可。选电动机额定功率为5.5kwnw=6*104v/D=6*104*1.7/(3.14*370)=87.79(r/min)v带传送比范围ib=（2-4），二级展开式圆柱齿轮减速器传动比为（8-40），则总传动比范围为ia=（2-4）*（8-40）=（16-160）。电动机转速的可选范围为nd=ia*nw=(16-160)*87.79=(1404.64-14046.4)r/min查表可得Y132S1-2符合要求,故选用它。 Y132S1-2(同步转速3000r/min，2极)的相关参数 表1额定功率满载转速启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩3000r/min2.0Nm2.3Nm二. 主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i总=nm/nw=2900/87.79=33.03查表可得V带传动单级传动比常用值24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为35，展开式二级圆柱齿轮减速器。初分传动比为iv带=3，i1=4.06,i2=2.71。二、计算传动装置的运动和动力参数 本装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则1、 各轴转速n1=nm/iv带=2900/3=966.7r/minn2=n1/i1=966.7/4.06=238.1r/minn3=n2/i2=238.1/2.71=87.86r/min2、各轴功率轴功率 P1=Pd1=4.996*0.99=4.946 kw轴功率 P2=P12=4.946*0.99*0.97=4.75 kw轴功率 P3=P23=4.75*0.97*0.99=4.56 kw3、各轴转矩Td=9550*Pd/nm=16.45 NmT1=9550*P1/n1=48.86 NmT2=9550*P2/n2=190.5 NmT3=9550*P3/n3=495.65 Nm表2项目电机轴高速轴中间轴低速轴转速2900966.7238.187.86功率5.54.964.754.56 转矩 16.4548.86190.5495.65传动比34.062.71效率0.99 0.960.96三 V带传动的设计计算一、确定计算功率查表可得工作情况系数kA=1.3故Pd=kA*P=1.3*5.5=7.15 kw二、选择V带的带型根据，由图可得选用B型带。三、确定带轮的基准直径并验算带速1、初选小带轮的基准直径。查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径=160mm2、验算带速按计算式验算带的速度v=dd1n1/(60*1000 )=24.28m/s因为，故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径按式(8-15a)计算大带轮的基准直径dd2=iv带*d=3*160=540mm根据教材表8-8，圆整得 dd2=540mm。4、确定V带的中心距和基准直径（1）按计算式初定中心距a0=700mm （2）按计算式计算所需的基准长度 Ld02a0+/2(dd1+dd2 )+(dd2- dd1)2/4a0=2*700+/2*(160+540 )+( 540-160)2/(4*700)=2550mm查表可选带的基准长度Ld=2800mm（3）按计算式计算实际中心距aa0+(Ld-Ld0 )/2=700+(2800-2550)/2=825mm中心距的变化范围为（783mm 909mm）5、验算小带轮上的包角11180-（dd2-dd1）57.3/a=180-( 540-160)*57.3/825=153.61206、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率由dd1=160mm和n=2900r/min查表可得P0=4.89kw根据n=2900r/min、i=2.8和B型带，查表可得P0=0.89kw、k=0.93、kL=1.05。故Pr=(P0+P0)KKL=(4.89+0.89)*0.93*1.05=4.25 kw（2）计算V带的根数Z Z=Pd/Pr=7.15/4.25=1.68故取V带根数为2根7、计算单根V带的初拉力的最小值查表可得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m(F0)min=500*(2.5/K-1)*Pd/va+qv2=1775.55 N应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值为=2*2*1775.55*sin(153.6/2)=6914.55 N四 减速器直齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40(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。（4）选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=4.06*20=81，取Z2=812、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d1=2000KT1/d*（i1）/i*(ZHZEZ/H1/3 (mm)（1）确定公式内的各计算数值试选kt=1.2小齿轮传递转矩T1=48.86 Nm选取区域系数 选取齿宽系数材料的弹性影响系数。 按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*966.7*1*(2*8*300*10)=2.784*109N2=N1/i=2.784*109/2.71=1.027*109选取接触疲寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，按计算式(10-12)得（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得d1=2000KT1/d*（i1）/i*(ZHZEZ/H1/3=2000*1.2*48.86/1*(4.061)/4.06*(2.433*189.8*0.9)/6141/3=39.11 46.24选41mm计算圆周速度V=d1rn1/(60*1000)=3.14*41*966.7/60000=2.07/s计算齿宽及模数b=dd1t=1*41=41 mmmnt=d1t/Z1=41/20=2.05 mmh=2.25m1t=2.25*2.05=4.6125 mmb/h=41/4.6125=8.89计算总相重合度=0.318dZ1=0.318*1*20=6.36计算载荷系数查表可得使用系数，根据v=2.22m/s，7级精度，查表可得动载系数，由表查得kF为1.419 ,kF=1.350，故载荷系数k=kAkVkHka=1*1.07*1.2*1.4=1.7976按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得d1=d1t(k/kt)1/3=41*(1.7976/1.2)1/3=46.91 mm计算模数mn=d1/Z1=46.91/20=2.34 mm3、 按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 f=(2000KT1/bm2z1)YFSYF（1）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数k=kAkVkHka=1*1.07*1.2*1.4=1.7976根据纵向重合度=1.68查图可选取区域系数，则有查表取应力校正系数，。查表取齿形系数，。(线性插值法)小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查图可取弯曲疲劳寿命系数，。计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数，按计算式(10-22)计算得计算大、小齿轮的并加以计算大齿轮的数值较大。（2）设计计算mn(2*1.7976*45.60*1000/(1*202*1.68)*0.016)1/3=1.5745mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取mn=2，已可满足弯曲强度，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d1=41 mm来计算应有的齿数，于是有Z1=d1/mn=41/2=21.5取Z1=21，则Z2=i1Z1=4.06*21854、几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z1+Z2)mn/2=(21+85)*3/2=159mm将中心距圆整为159mm。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1mn=21*3=63mmd2=Z2mn=85*3=255mm（4）计算齿轮宽度b=dd1=1*41=41mm二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40(调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.（4）选小齿轮齿数Z3=23，大齿轮齿数Z4=23*2.71=62.33 ,取Z4=622、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d=2000KT1/d*（i1）/i*(ZHZEZ/H1/3 (mm)（1）确定公式内的各计算数值试选kt=1.2小齿轮传递转矩177.82Nm查表可选取齿宽系数, 查图可选取区域系数，则有查表可得材料的弹性影响系数。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数N3=60n3jLh=60*255.1*1*(2*8*300*10)=7.347*108N4=N3/i=7.347*108/2.9=2.53*108查图可选取接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数,于是得（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得d3=2000KT1/d*（i1）/i*(ZHZEZ/H1/3=2000*1.2*177.82/1*(2.91)/2.9*(2.433*189.8*0.9)/660.51/3=56.0371.21取63mm计算圆周速度V=d1rn1/(60*1000)=3.14*63*2555.1/60000=0.8m/s计算齿宽及模数b=dd3t=1*63=63mmmnt=d3t/Z3=63/23=2.73mmh=2.25mnt=2.25*2.73=6.16mmb/h=63/6.16=10.22计算总相重合度=0.318dZ3=0.318*1*23=7.314计算载荷系数查表可得使用系数，根据v=0.8m/s，7级精度，查表可得动载系数，由表查得kF为1.419 ,kF=1.350，故载荷系数k=kAkVkHka=1*1.07*1.2*1.4=1.7976按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得d1=d1t(k/kt)1/3=63*(1.7976/1.2)1/3=72.08 mm计算模数mn=d3/Z3=72.08/23=3.13mm3、按齿根弯曲强度设计（1）确定公式内的各计算数值计算载荷系数k=kAkVkHka=1*1.07*1.2*1.4=1.7976根据纵向重合度=1.68查表可取齿形系数，。查表可取应力校正系数，。(线性插值法)查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查图可取弯曲疲劳寿命系数，。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，按计算式计算计算大、小齿轮的并加以计算大齿轮的数值较大。（2）设计计算mn(2*1.7976*177.82*1000/(1*232*1.68)*0.016)1/3=2.26mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取m=2.5mm，已可满足弯曲强度，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d-3=63mm来计算应有的齿数，于是有Z3=d3/mn=63/2.5=25.2取Z3=25，则Z4=i2Z3=2.9*25=734、几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z3+Z4)/2=(25+73)*2.5/2=171.5mm将中心距圆整171.5mm。（2）计算大、小齿轮的分度圆直径d3=Z3mn=25*2.5=57.5mmd4=Z4mn=73*2.5=182.5mm（4）计算齿轮宽度b=dd3=1*63=63mm五 轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为d1=41mmFT=2T1/d1=2*45.6*1000/41=2224.4N2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取A0=128 dmin=A0(P1/n1)1/3=128*(4.946/1035.7)1/3=21.55mm应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使与带轮相配合，且对于直径的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取。4、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取，根据装配关系，定（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为，故，段挡油环取其长为19.5mm,则。（3）段右边有一定位轴肩，故取，根据装配关系可定，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取。（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则（5）计算可得、（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为,大带轮与轴的配合为，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷和带传动有压轴力(过轴线，水平方向)，。 同理 Fr1H=FTE-Fr2H=2224-853=1371NFr1=(F2r1v+F2r1H)1/2=(18242+13712)1/2=2282NFr2=(F2r2v+F2r2H)1/2=(21632+8532)1/2=2325N6 、求两轴承的计算轴向力和对于型轴承，轴承的派生轴向力Fd1=0.68*2282=1551.76NFd2=0.68*2325=1581NFd1+Fd2=1551.76+1581=3132.76N7、求