皖西学院机械设计课程设计(带式输送机传动装置设计)

机械设计课程设计 目 录 一 总体方案设计 2 2 二 设计要求 2 2 三 设计步骤 1 1 传动装置总体设计方案 2 2 2 2 电动机的选择 3 3 3 3 计算传动装置的传动比及各轴参数的确定 4 4 4 4 齿轮的设计 6 6 5 5 滚动轴承和传动轴的设计 8 8 附 两根轴的装配草图 16 16 6 6 键联接设计 18 18 7 7 箱体结构的设计 19 19 8 8 润滑密封设计 20 20 四 设计小结 20 20 五 参考资料 21 21 一 总体方案设计 课程设计题目 带式运输机传动装置设计 简图如下 1 1 V V 带传动 2 2 电动机 3 3 圆柱齿轮减速器 4 4 联轴器 5 5 输送带 6 6 滚筒 1 1 设计课题 设计一用于带式运输上的单级圆柱齿轮减速器 运输机连续工作 使用寿命 5 5 年 每年 365365 天 每天 2424 小时 传动不逆转 载荷平稳 起动载荷为名义载荷的 1 251 25 倍 输送带 速度允许误差为 5 5 2 2 原始数据 题号 3 3 第一组 运送带工作拉力 F KNF KN运输带工作速度 v m s v m s 滚筒直径 D mmD mm 1 91 91 61 6400400 二 设计要求 1 1 减速器装配图 1 1 张 三视图 A1A1 图纸 2 2 零件图两张 A3A3 图纸 齿轮 轴 箱体 3 3 设计计算说明书 1 1 份 8000 8000 字左右 三 设计步骤 1 1 传动装置总体设计方案 1 1 外传动机构为 V V 带传动 2 2 减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器 3 3 方案简图如下图 1 1 V V 带传动 2 2 电动机 3 3 圆柱齿轮减速器 4 4 联轴器 5 5 输送带 6 6 滚筒 一传动方案拟定 采用 V V 带传动与齿轮传动的组合 即可满足传动比需求 同时由于带传动具有良好的缓 冲 吸振性能 适应大起动转矩工况要求 结构简单 成本低 使用维护方便 2 2 电动机的选择 1 1 选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y Y 系列三相笼型异步电动机 全封闭自扇冷式结构 电压 380V380V 2 2 选择电动机的容量 工作机的有效功率为 kWvFPw04 3 6 11900 从电动机到工作机传送带间的总效率为 82 0 6543 2 2 1 由 机械设计基础课程设计指导书 表 2 32 3 可知 1 1 带传动 0 960 96 球轴承 2 2 齿轮传动的轴承 0 990 99 8 8 级精度一般齿轮传动 3 3 齿轮传动 0 970 97 弹性联轴器 4 4 联轴器 0 970 97 5 5 卷筒轴的轴承 0 980 98 6 6 卷筒的效率 0 960 96 所以电动机所需工作功率为 Kw7 3 82 0 1000 6 11900 1000 Fv Pd 3 3 确定电动机转速 V V 带传动的传动比 i i1 1 2 4 2 4 单级齿轮传动比 i i2 2 3 5 3 5 一级圆柱齿轮减速 器传动比范围为 i i 6 206 20 而工作机卷筒轴的转速为 min 4 76 100060 r D v nw 所以电动机转速的可选范围为 min 1528458 4 76 206 ndrni w 根据电动机类型 容量和转速 由 机械设计基础课程设计指导书 附录 8 8 附表 8 18 1 选定电动机型号为 Y132M1 6Y132M1 6 其主要性能如下表 电动机型号额定功率 kw kw满载转速 r min r min 额定转矩 启动转矩 额定转矩 最大转矩 Y1600M1 8Y1600M1 84 4720720 2 02 0 2 02 0 Y132M1 6Y132M1 6 4 4 960960 2 02 0 2 02 0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 质量及价格等因素 为使传动装置结构紧凑 决定选 用同步转速为 10001000的电动机 所以电动机的类型为 Y132M1 6Y132M1 6 minr 3 3 计算传动装置的传动比及各轴参数的确定i 1 1 传动比为i 为电动机满载转速 单位 r minr min m n 分配各级传动比时由 机械设计基础课程设计指导书 表 2 2 2 2 圆柱直齿轮传动比范围 i i1 1 3 3 5 5 V V 带传动范围 2 2 4 4 取值 i i0 0 3 3 所以 i 13i 13 1 1 各轴的转速 I I 轴 n n1 1 min 320 3 960 0 r i nm IIII 轴 min 4 76 188 4 320 1 1 2 r i n n 卷筒轴 min 4 76 2 rnnw n nm m为电动机的满载转速 r minr min n n1 1 n n2 2为 I I 轴 IIII 轴 I I 轴高速轴 IIII 轴为 低速轴 的转速 i i0 0电动机至 I I 轴的传动比 i i1 1为 I I 轴至 IIII 轴的传动比 2 2 各轴的输入功率 电动机轴 w 552 3 96 0 7 3 011 d 轴 I I Kw2 396 0 99 0 552 3 1 22 122 13 4 76 960 w m n n i 滚筒轴 Kw01 396 0 98 0 2 3P2 Pw 3 3 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩为 Td mN n P m d d 8 36 960 7 3 95509550T I I 轴 mNnPT 01 106320 552 3 95501 19550 1 IIII 轴 mNnPT 400 4 76 2 395502 29550 2 滚筒轴 mNT 25 376 4 76 01 3 9550Pw nw9550 卷 将上述计算结果汇总如下表所示 轴名功率 P kwP kw转矩 T NT N m m 转速 n r min n r min 传动比i效率 I I 轴 3 5523 552 106 01106 01320320 3 30 970 97 IIII 轴 3 23 2 40040076 476 4 卷筒轴 3 013 01 376 25376 2576 476 4 4 4 1111 8 8 0 900 90 电动机 3 73 736 836 8960960 4 4 齿轮的设计 1 1 选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用 4545 钢调质 硬度为 220 250HBS220 250HBS 大齿轮选用 4545 钢正火 硬度为 170 210HBS170 210HBS 因为是普通减速器 由表 10 2110 21 选 9 9 级精度 要求齿面粗糙度 R R 3 23 2 6 36 3 a m 2 2 按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮 可应用式 10 2210 22 求出 d d1 1值 确定有关参数与系数 1 1 转矩 T T1 1 mmNT 56 1 1006 1 320 552 3 1055 9 2 2 载荷系数 K K 查表 10 1110 11 取 K 1 1K 1 1 3 3 齿数 z z1 1齿宽系数 d 小齿轮的齿数 z z1 1取为 2525 则大齿轮齿数 z z2 2 100 100 因单级齿轮传动为对称布置 而齿轮 齿面又为软齿面 由表 10 2010 20 选取 1 d 4 4 许用接触应力 H 由图 10 2410 24 查得 MPaMPa HH 530 560 2lim1lim 由表 10 1010 10 查得 S SH H 1 1 8 1 104 8 24 5 365 13206060 h njLN 88 12 102188 4 104 8 iNN 查图 10 2710 27 得1 1 02 1 21 NTNT ZZ 由式 10 1310 13 可得 MPaMPa S Z H HNT H 571 1 56002 1 1lim1 1 MPaMPa S Z H HNT H 583 1 5301 1 2lim2 2 故 mmmm u uKT d Hd 67 621 1 57141 5101 11 1 43 76 1 43 76 3 2 5 3 2 1 1 mmmm z d m5 2 25 67 62 1 1 由表 10 310 3 取标准模数 m 2 5m 2 5 3 3 计算主要尺寸 mmmmmzd 5 62255 2 11 mmmmmzd2501005 2 22 mmmmdb d 5 62 5 621 1 经圆整后取 b b2 2 65 65 mmmmbb705 21 mmmmzzma25 156100255 2 2 1 2 1 21 4 4 按齿根弯曲疲劳强度校核 由式 10 2410 24 得出 如则校核合格 F FF 确定有关系数与参数 1 1 齿形系数 Y YF F 查表 10 1310 13 得 Y YF1 F1 2 65 2 65 Y YF2 F2 2 18 2 18 2 2 应力修正系数 Y YS S 查表 10 1410 14 得 Y YS1 S1 1 59 1 59 Y YS2 S2 1 80 1 80 3 3 许用弯曲应力 F 由图 10 2510 25 查得 MPaMPa FF 190 210 2lim1lim 由表 10 1010 10 查得 3 1 F S 由图 10 2610 26 查得 1 21 NTNT YY 由式 10 1410 14 可得 MPaMPa S Y F FNT F 162 3 1 210 1lim1 1 MPaMPa S Y F FNT F 146 3 1 90 1 2lim1 1 故 MPaMPaMPaYY zbm KT FSFF 08 2179159 1 65 2 255 265 34 1 101 122 12 5 1 2 1 1 MPaMPa YY YY F SF SF FF 146 59 1 65 2 8 118 2 91 2 21 22 12 齿轮弯曲强度校核合格 5 5 验算齿轮的圆周速度 v v smsm nd v 938 0 100060 57 286 5 62 100060 11 由表 10 2210 22 可知 选 9 9 级精度是合适的 6 6 计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图 略 将上述计算结果整理如下表所示 名称小齿轮 mm mm 大齿轮 mm mm 分度圆直径 d d62 62 5 5 250250 齿顶高 a h 2 52 52 52 5 齿根高 f d 3 753 753 753 75 齿全高 h h 6 256 256 256 25 齿顶圆直径 a d64 564 5252252 5 5 V V 带的设计 1 1 确定计算功率 P Pc c 由表 8 218 21 查得 K KA A 1 3 1 3 由式 8 128 12 得 kWkWPKP Ac 15 7 5 53 1 2 2 选取普通 V V 带型号 根据 P Pc c 7 15kW 7 15kW n n1 1 960r min 960r min 由图 8 128 12 选用 B B 型普通 V V 带 3 3 确定带轮基准直径 d dd1 d1 d dd2d2 根据表 8 68 6 和图 8 128 12 选取 d dd1 d1 140mm 140mm 且 d dd2 d2 140mm 140mm d ddmin dmin 125mm 125mm 大带轮基准直径为 mmd n n d dd 0 46999 468140 57 286 960 1 2 1 2 按表 8 38 3 选取标准值 d dd2 d2 500mm 500mm 则实际传动比 i i 从动轮的实际转速分别为 35 3 140 0 469 1 2 d d d d i min 57 286 35 3 960 12 rinn 从动轮的转速误差率为 0 100 57 286 57 28657 285 在 以内为允许值 5 4 4 验算带速 v v 齿根圆直径 f d 5555242 5242 5 基圆直径 b d58 7358 73234 92234 92 中心距 a a 156 25156 25 传动比 i i 4 4 sm nd v d 03 7 100060 960140 100060 11 带速在 5 5 25m s25m s 范围内 5 5 确定带的基准长度 L Ld d和实际中心距 a a 按结构设计要求初定中心距 a a0 0 1500mm 1500mm 由式 8 158 15 得 由表 8 48 4 选取基准长度 L Ld d 4000mm 4000mm 由式 8 168 16 的实际中心距 a a 为 mm ll aa d 825 967 2 35 34143150 1100 2 0 0 中心距 a a 的变化范围为 mmlaa d 575 9203150015 0825 967015 0 min mmLaa d 325 1062315003 0 825 96703 0 max 6 6 校验小带轮包角 1 由式 8 178 17 得 0000120 1 12052 160 3 57 825 967 140500 180 3 57180 a dd dd 7 7 确定 V V 带根数 z z 由式 8 188 18 得 根据 d dd1 d1 140mm 140mm n n1 1 960r min 960r min 查表 8 108 10 根据内插法可得 取 P P0 0 2 82kW 2 82kW 由式 8 118 11 得功率增量为 由表 8 188 18 查得 K Kb b 根据传动比 i 3 35i 3 35 查表 8 198 19 得 K Ki i 960r min 960r min 则 由表 8 48 4 查得带长度修正系数 K Kl l 1 13 1 13 由图 8 118 11 查得包角系数 K Ka a 0 95 0 95 得普通 V V 带根 数 圆整得 z 4z 4 8 8 求初拉力 F F0 0级带轮轴上的压力 F FQ Q 由表 8 68 6 查得 B B 型普通 V V 带的每米长质量 q 0 17kg mq 0 17kg m 根据式 8 198 19 得单根 V V 带的初拉 力为 由式 8 208 20 可得作用在轴上的压力 F FQ Q为 9 9 带轮的结构设计 按本章 8 2 28 2 2 进行设计 设计过程及带轮零件图略 1010 设计结果 选用 3 3 根 B 3150GB TB 3150GB T 1154411544 19971997 的 V V 带 中心距 a 968mma 968mm 带轮直径 d dd1 d1 140mm 140mm d dd2 d2 469 0mm 469 0mm 轴上压力 F FQ Q 2067 4N 2067 4N 6 6 传动轴的设计 齿轮轴的设计 1 1 确定输入轴上各部位的尺寸 如图 2 2 按扭转强度估算轴的直径 选用 4545 并经调质处理 硬度 217 255HBS217 255HBS 轴的输入功率为 P PI I 4 034 03 KWKW 转速为 n n 286 57 286 57 r minr min 根据 机械设计基础 P265P265 表 14 114 1 得 C 107C 107 118 118 又由式 14 214 2 得 d d mm n P C 556 28 850 25 57 286 03 4 118 107 3 3 3 3 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联接 则轴应该增加 3 3 5 5 1 取 D1 D1 30mm30mm 又带轮的宽度 B B Z 1Z 1 e 2e 2 f f 3 13 1 18 218 2 8 528 52 mmmm 则第一段长度 L1 60mmL1 60mm 右起第二段直径取 D2 D2 38mm38mm 2 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厚度 取端盖的外端面与带 轮的左端面间的距离为 30mm30mm 则取第二段的长度 L2 70mmL2 70mm 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 3 零 选用 62086208 型轴承 其尺寸为 d d D D B 40B 40 8080 1818 那么该段的直径为 D3 D3 40mm40mm 长度 为 L3 20mmL3 20mm 因为轴承是标准件 所以采用基孔制 轴与轴承间为过盈配合 P7 h6P7 h6 右起第四段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小 4 于滚动轴承的内圈外径 取 D4 D4 48mm48mm 长度取 L4 L4 10mm10mm 右起第五段 该段为齿轮轴段 由于齿轮的齿顶圆直径为 d5 67 5mmd5 67 5mm 分度圆直 5 径为 62 5mm62 5mm 齿轮的宽度为 70mm70mm 则 此段的直径为 D5 D5 67 5mm67 5mm 长度为 L5 70mmL5 70mm 右起第六段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动轴承的内圈外径 取 6 D6 D6 48mm48mm 长度取 L6 L6 10mm10mm 因为轴承是标准件 所以采用基孔制 轴与轴承间为过盈 配合 P7 h6P7 h6 右起第七段 该段为滚动轴承安装出处 取轴径为 D7 D7 40mm40mm 长度 L7 18mmL7 18mm 7 4 4 求齿轮上作用力的大小 方向 小齿轮分度圆直径 d1 62 5mmd1 62 5mm 1 作用在齿轮上的转矩为 T T 9 559 55 10106 6 P n 134300NP n 134300N mmmm 2 求圆周力 FtFt 3 Ft 2TFt 2T2 2 d d2 2 2 2 134300 250 1074 40N134300 250 1074 40N 求径向力 FrFr 4 Fr FtFr Ft tantan 1074 40 1074 40 tan20tan200 0 391 05N 391 05N FtFt FrFr 的方向如下图所示 5 5 轴上支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置 建立力学 模型 水平面的支反力 FA FB Ft 2FA FB Ft 2 537 2N 537 2N 垂直面的支反力 由于选用深沟球轴承则 Fa 0Fa 0 那么 FAFA FB FB Fr 2 195 525 Fr 2 195 525 N N 6 6 画弯矩图 右起第四段剖面 C C 处的弯矩 水平面的弯矩 MC PAMC PA 24 53 35224 53 352 N N m m 垂直面的弯矩 MC1MC1 MC2MC2 RA RA 24 19 224 19 2 N N m m 合成弯矩 mNMMMM CCCC 7 561920053352 22 2 1 2 21 7 7 画转矩图 T1T1 138 952N 138 952N m m 8 8 画当量弯矩图 因为是单向回转 转矩为脉动循环 0 6 0 6 可得右起第四段剖面 C C 处的当量弯矩 mNTMM CeC 825 100 2 2 22 9 9 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面 C C 处当量弯矩最大 而其直径与相邻段相差不大 所以剖面 C C 为 1 危险截面 已知 MeC2 100 825MeC2 100 825 N N m m 由课本表 13 113 1 有 1 1 60Mpa 60Mpa 则 e e MeC2 W MeC2 W MeC2 0 1MeC2 0 1 D4D43 3 100825 0 1 100825 0 1 48483 3 9 11 9 11 MpaMpa 1 1 右起第一段 D D 处虽仅受转矩但其直径较小 故该面也为危险截面 2 mNTMD 371 831389526 0 2 e e MD W MD W MD 0 1MD 0 1 D1D13 3 83 371 0 1 83 371 0 1 40403 3 13 13 Nm Nmd3 d2d2 故也应对截面 进行校 核 截面 eI MeeI MeI I W 322200 0 1 W 322200 0 1 60603 3 14 9Mpa 14 9Mpa 截面 eII MeeII MeII II W 320181 0 1 W 320181 0 1 55553 3 19 2Mpa 19 2Mpa 查表得 1b 1b 60Mpa 60Mpa 满足 e e 1b 1b 的条件 故设计的轴有足够强度 并有一定余 量 其受力图如下 7 7 滚动轴承设计 根据条件 轴承预计寿命 Lh5Lh5 365365 24 4380024 43800 小时 1 1 输入轴的轴承设计计算 1 1 初步计算当量动载荷 P P 因该轴承在此工作条件下只受到 FrFr 径向力作用 所以 P Fr 391 05NP Fr 391 05N P fpP fp Fr 1 1Fr 1 1 391 05 430 155N391 05 430 155N 2 2 求轴承应有的径向基本额定载荷值 32395 29N 43800 10 57 28660 1 155 430 10 60 1 6 1 6 h t L n f P C 3 3 选择轴承型号 查课本 P284P284 页 选择 62086208 轴承 Cr 29 5KNCr 29 5KN 根据课本式 15 515 5 有 60 106 Pf Cf n L d t h 算得 L Lh h 187589 77 187589 77 4380043800 预期寿命足够 此轴承合格 其草图如下 2 2 输出轴的轴承设计计算 1 1 初步计算当量动载荷 P P 因该轴承在此工作条件下只受到 FrFr 径向力作用 所以 P Fr 391 05NP Fr 391 05N 2 2 求轴承应有的径向基本额定载荷值 1 6 10 60 h t d L n f Pf C 3 3 选择轴承型号 查课本 P154P154 页 选择 60116011 轴承 Cr 30 2KNCr 30 2KN 由课本式 11 311 3 有 43800805525 05 3911 1 302001 6 7160 10 60 10 3 66 Pf Cf n L d t h 预期寿命足够 此轴承合格 8 8 键的设计 1 1 联轴器的健 a a 选择键的型号 C C 型键 由轴径 d d1 1 45mm 45mm 在表 14 814 8 查得键宽 b 14mmb 14mm 键高 h 9mmh 9mm L 36L 36 160mm160mm L 54mmL 54mm 1 61 6 1 81 8 d 72d 72 81mm81mm l l1 1 L 0 5b 54 7 47mm L 0 5b 54 7 47mm 由式 14 714 7 得 jy1 jy1 4T dhl 4T dhl1 1 4 4 525 87525 87 1000 1000 4545 9 9 4747 110 47MPa 110 47MPa jy jy 120MPa 120MPa 轻微冲击 由表 14 914 9 查得 b b 写出键的型号 选键为 C14C14 70GB T1096 197970GB T1096 1979 2 2 齿轮键的选择 a a 选择键的型号 A A 型键 轴径 d d4 4 60mm 60mm 为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽 但强度不够 查表 14 814 8 得 键宽 b 18mmb 18mm h 11mmh 11mm L 50L 50 200mm 200mm 取 L 56mmL 56mm l l2 2 L 18 56 18 38mm L 18 56 18 38mm jy2 jy2 4T dhl 4T dhl2 2 4 4 525 87525 87 1000 1000 4545 1111 3838 111 79MPa 111 79MPa jy jy 120MPa 120MPa 轻微冲击 由表 14 914 9 查得 b b 写出键的型号 取键 A18A18 80GB T1096 197980GB T1096 1979 3 3 输入端与带轮键 选轴径 d d4 4 30mm 30mm 查表 14 814 8 取键 1010 8 8 即 b 10b 10 h 8h 8 L 50L 50 l l2 2 L 10 60 10 50mm L 10 60 10 50mm jy2 jy2 4T dhl 4T dhl2 2 4 4 138 95138 95 1000 1000 3030 8 8 5050 46 317 46 317 jy jy 9 9 联轴器的选择 1 1 计算联轴器的转矩 由表 16 116 1 查得工作情况系数 K 1 3K 1 3 由式 16 116 1 得 主动端 T TC1 C1 KT KT2 2 1 3 1 3 400 520N400 520N m m 从动端 T TC2 C2 KT KTW W 1 3 1 3 376376 488 8N 488 8N m m T Tm m 1250N 1250N m m 附表 由前面可知 d d C C 40 23 40 23 44 37mm44 37mm 又因为 d Cd C 1 0 051 0 05 40 2340 23 44 3744 37 1 0 051 0 05 42 24 42 24 46 59mm46 59mm n2 76 n2 76 r minr min n n 4000r min 4000r min 由附表 9 49 4 可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器 2 2 确定联轴器的型号 HL4HL4 GB5014 GB5014 由其结构取 L 11 5L 11 5 d 55d 55 D 64D 64 10 10 箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造 HT200HT200 制成 采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量 大端盖分机体采用配合 6 7 is H 1 1 机体有足够的刚度 在机体为加肋 外轮廓为长方形 增强了轴承座刚度 2 2 考虑到机体内零件的润滑 密封散热 因其传动件速度小于 12m s12m s 故采用侵油润油 同时为了避免油搅得沉渣溅起 齿顶到油 池底面的距离 H H 大于 40mm40mm 为保证机盖与机座连接处密封 联接凸缘应有足够的宽度 联接表面应精创 其表面粗糙 度为 3 6 3 3 机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为 8mm8mm 圆角半径为 R 5R 5 机体外型简单 拔模方便 4 4 对附件设计 A A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔 能看到 传动零件齿合区的位置 并有足够的空间 以便于能伸入 进行操作 窥视孔有盖板 机体上开窥视孔与凸缘一块 有便于机械加工出支承盖板的表 面并用垫片加强密封 盖板用铸铁制成 用 M8M8 紧固 B B 油螺塞 放油孔位于油池最底处 并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧 以便放油 放油孔用 螺塞堵住 因此油孔处的机体外壁应凸起一块 由机械加工成螺塞头部的支承面 并加封 油圈加以密封 C C 油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处 油尺安置的部位不能太低 以防油进入油尺座孔而溢出 D D 通气孔 由于减速器运转时 机体内温度升高 气压增大 为便于排气 在机盖顶部的窥视孔改上 安装通气器 以便达到体内为压力平衡 E E 位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度 在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆 锥定位销