带式运输机传动装置设计.doc

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除航海与船舶工程学院课程设计 题 目 带式运输机传动装置设计 学生姓名 学 号 学 院 航海与船舶工程学院专业班级 船舶与海洋工程 指导教师 精品文档目 录一、机械课程设计任务书.2二、机械课程设计说明书. 41 传动方案拟定.42 电动机的选择.43 计算总传动比及分配各级的传动比.64 运动参数及动力参数计算.65 传动零件的设计计算.76 轴的设计计算.137 滚动轴承的选择及校核计算.198 键联接的选择及计算.20 9 润滑与密封.21 10设计小结2311 参考资料目录. 23三、设计图纸航海与船舶工程学院课程设计所在学院航海域船舶工程学院专业船舶与海洋工程学生姓名姜琳学号1102120334班级船舶与海洋工程2011-3班开始时间2013年11月29日提交时间2013年12月 8日指导教师张维英题目带式运输机传动装置设计题目性质及来源 性质理论研究 应用研究 技术开发 其他主要内容设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器传动简图如下：原始数据：数据编号12345运输带工作拉力F/N11001150120012501300运输带工作速度V/(m/s)1.51.61.71.51.55卷筒直径D/mm250260270240250数据编号678910运输带工作拉力F/N13501400145015001600运输带工作速度V/(m/s)1.61.551.61.71.8卷筒直径D/mm260250260280300工作条件：两班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘。使用期限：8年动力来源：三相交流电（220V/380V）运输带速度允许误差：5%。备注设计任务要求： 1.减速器装配图纸一张（A0号图纸） 2.轴、齿轮零件图纸各一张（A2号图纸） 3.设计说明书一份设计计算说明书一、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：使用年限8年，工作为单班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：输送带拉力F=1250N；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=240mm。 二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.940.9820.970.990.96=0.832(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000总）=12501.5/（10000.832）=1.875KW 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/（D）=6010001.5/（240）=119r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（624）119=7142856r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3.0KW，同步转速1000r/min，满载转速960r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/119=8.062、分配各级传动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i带=3（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮I带i齿轮=i总/i带=8.06/3=2.68四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0=n电机=960r/minnI=n0/i带=960/3=320(r/min)nII=nI/i齿轮=119.4(r/min)nIII= nII=119.4(r/min)2、计算各轴的功率（KW）P0= P工作=2.25KWPI=P0带=2.250.94=2.114KWPII=PI齿承=2.009KWPIII=PII承联=1.949 KW3计算各轴扭矩（Nmm） To = 9550P0/n0= 95502.25/960 =22.38NmTI=9550PI/nI=95502.1141000/320=63.11NmTII=9550PII/nII=95502.0091000/119.4 =164.09NmTIII=9550PIII/nIII=95501.9491000/119.4 =159.20Nm综合以上数据，得表如下： 五、传动零件的设计计算1、 V带轮传动的设计计算（1） 选择普通V选带截型由课本P81表6-8得：kA=1.1PC=KAP=1.12.25=2.475KW由课本P81图6-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图6-12得，推荐的小带轮基准直径为112140mm 则取dd1=125mmdmin dd2=n1/n2dd1=960/320125（1-0.02）=367.5mm由课本P74表6-2，取dd2=355mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960125/355 =338.02r/min带速V：V=dd1n1/601000=125960/601000 =6.3m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本P84式（5-14）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(125+355)a02(125+355) 所以有：336mma0960mm 由课本P84式（5-15）得：L0=2a0+2/(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2700+1.57(125+355)+(355-125)2/4720 =2211.96mm根据课本P71表（5-2）取Ld=2240mm根据课本P84式（5-16）得：aa0+Ld-L0/2=720+（2240-2211.96）/2 =734.02mm(4)验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-（355-125）/734.0257.30 =162.0401200（适用）（5）确定带的根数根据课本P1=0.67KW P1=0.11KWK=0.95 KL=1.06得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =2.475/【(0.67+0.11 )0.951.06】 =3.15(6)计算轴上压力由课本P74表 6-1 查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：F0=500PC/（ZV）（2.5/K-1）+qV2=5002.475/（46.3）(2.5/0.95-1)+0.16.32N =34.06N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sin（1/2）=2434.06sin（162.040/2）=269.14N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级，所以小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度200HBS。 齿轮精度初选8级 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=2.68 取小齿轮齿数Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=2.6825=67 实际传动比I0=67/25=2.68传动比误差：（i-i0）/I=(2.68-2.68)/2.68=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=2.68由表 取d=0.8 (3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551062.071/320 =6200Nmm (4)载荷系数k 取k=1 (5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本查得：HlimZ1=600Mpa HlimZ2=540Mpa通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.1H1=Hlim1/SH=600/1.1Mpa=545MpaH2=Hlim2/SH=540/1.1Mpa=490Mpa故得：模数：m=d1/Z1=62.1/25=2.484mm根据课本表 取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.525mm=62.5mmd2=mZ2=2.567mm=167.5mm齿宽：b=dd1=0.862.5mm=50mm取b=50mm b1=55mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=25,Z2=67由图7-26 7-27相得YFa1=2.74 YSa1=1.59YFa2=2.28 YSa2=1.73 (8)许用弯曲应力FF= Flim YSTYNT/SF由设计手册查得：Flim1=196Mpa Flim2 =176MpaYNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=196MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=176Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=2kT1/（bm2Z1)YFa1YSa1=21166708.23/（905220) 2.81.55Mpa=82.97Mpa F1F2=2kT1/（bm2Z2)YFa1YSa1=21166708.23/（905260) 2.281.69Mpa=75.11Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(25+67)=115mm (10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/（601000）=3.1462.5320/（601000）=1.04m/s对照课本表7-4知选用8级精度的齿轮是合适的大小齿轮参数比较：六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据设计手册例题，并查表11-2，取c=115d115 (2.114/320)1/3mm=21.66mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=21.66(1+5%)mm=22.74选d=23mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度段：d1=23mm 长度取L1=80mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=23+221.5=28mmd2=28mm 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=60mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=37.5mmL4=20mm段直径d5=45mm. 长度L5=129mm段直径段直径 (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=62.5mm求转矩：已知T1=63000Nmm求圆周力：FtFt=2T1/d1=263000/50=2016N求径向力FrFr=Fttan=2016tan200=733.76N (1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=366.88NFAZ=FBZ=Ft/2=1008N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=366.880.14/2=25.68Nm (3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=10080.14/2=70.56Nm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(25.682+70.562)1/2=75.08Nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=63Nm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=75.082+(0.663)21/2=84.05Nm (7)校核危险截面C的强度剖面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为危险截面已知Mec=84.05Nm 对于45#钢调质 取许用弯曲应力=60Mpa考虑该轴段开有键槽，将d增大5%，即24.101.05=25.305mm实际采用的轴径为37.5mm该轴强度足够。 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据设计手册表 取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.009/119.4)1/3=29.46mm取d=30mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为19mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=167.5mm求转矩：已知T2=164.091Nm求圆周力Ft：Ft=2T2/d2=2164103/167.5=1958.21N求径向力FrFr=Fttan=1958.21tan20=712.73N(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=712.73/2=356.37NFAZ=FBZ=Ft/2=1958.21/2=979.11N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=24.95Nm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=68.54Nm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（24.952+68.542）1/2 =72.94Nm (5)计算当量弯矩：根据课本P235得=0.6Mec=MC2+(T)21/2=72.942+(0.6164)21/2 =122.48Nm (6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=1.36Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时1、 计算输入轴承(1)初步计算当量动载荷P因为该轴承在此工作条件只受FR径向作用，所以P=FR=733.76N(2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值初选6027型深沟球轴承预期寿命足够此轴承合格2、计算输出轴承 (1)初步计算当量动载荷P 因为该轴承在此工作条件只受FR径向作用，所以P=FR=712.73N (2)求轴承应有的径向基本额定载荷值初选6029型深沟球轴承预期寿命足够此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=23mm,L1=80mm查手册得，选用C型平键，得：键A 87 GB1096-79 h1=L1-b=80-8=72mmT2=164.09Nm h=7mm得p=4T2/dh1=4164090/23772 =56.62MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径=37.5mm =48mm T=63.11Nm查手册P51 选A型平键键108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=463110/37.5838 =22.14Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径=47.5mm =53mm T=164.09Nm查手册P51 选用A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=53-16=37mm h=10mmp=4T/dhl=4164090/47.51037=37.34Mpap九、润滑与密封 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，由于传动件的圆周速度v12m/s，采用油润滑，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3050mm。对于一级减速器，油浸深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动，每传递1KW需油量V