课程设计带式输送机传动系统设计

机械制造工艺学课程设计设计计算说明书题目名称： 带式输送机传动系统设计 学院（部）： 机械工程学院 专业： 机械制造设计 学 生姓名： 李婷 班级： 1001班 学号： 指导教师姓名： 邱显焱 评 定 成绩： 内容及任务设计任务：设计带式输送机的传动系统。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。1、 原始数据带的圆周力F/N带速v（m/s）滚筒直径D/mm27001.54502、工作条件常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷平衡；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，中批量生产；输送带速度允许误差为5%,三相交流电源的电压为380/220V。3、工作量要求（1）完成设计计算说明书一份。（2）完成A0装配图1张。（3）课程设计结束后组织答辩进度安排起止日期工作内容2012.12.20编写设计计算说明书2012.1.517绘制装配图主要参考资料 1 银金光.刘扬.机械设计基础.北京：清华大学出版社，2012 2 银金光.刘扬.机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，2011目 录设计任书第一章 拟定传动方案11.1技术数据11.2工作条件11.3传动方案1第二章 选择电动机22.1电动机类型的选择22.1.1电动机容量的选择22.1.2电动机转速的选择22.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比32.2.1各级传动比的分配32.2.2计算传动装置的运动和动力参数3第三章 传动零件的设计53.1确定计算功率53.2选择V带的带型53.3确定大小带轮的基准直径并验算带速53.4确定V带的中心距和基准长度53.5验算小带轮上的包角63.6计算带的根数63.7计算单根V带的初拉力73.8计算V带对轴的压力7第四章 齿轮传动的设计84.1材料选择84.2参数选择84.3确定材料许用接触应力84.4齿面接触疲劳强度计算94.5确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径104.6齿根弯曲疲劳强度计算114.7计算齿轮的主要几何尺寸134.8齿轮的受力分析14第五章 轴的设计与计算155.1轴的选材155.2初步估算轴的最小直径155.3主动轴结构设计165.3.1主动轴轴上零件的定位、固定和装配165.3.2确定轴各段直径和长度尺寸165.3.3求轴上的载荷175.3.4按弯扭合成应力校核强度185.3.5精确校核轴的疲劳强度185.4从动轴结构设计205.4.1从动轴轴上零件的定位、固定和装配205.4.2确定从动轴各段直径和长度215.4.3求从动轴轴上的载荷22第六章 键的选择与校核236.1主动轴上键联接的选择和计算236.1.1段轴经所选键的尺寸型号236.1.2强度校核236.1.3段轴经所选键的尺寸型号236.1.4强度校核236.2从动轴上键联接的选择和计算246.2.1段轴经所选键的尺寸型号246.2.2强度校核246.2.3段轴经所选键的尺寸型号246.2.4强度校核24第七章 箱体的设计237.1箱体的设计要求257.2箱体明细表26课程设计总结27参考文献28第一章 拟定传动方案1.1技术数据运输带工作拉力F/N运输带工作速度v/m.s-1转筒直径D/mm27001.5450表1.1 技术数据1.2工作条件 运转方向载荷性质起动方式使用年限生产批量工作时间单向平稳空载10小批量每天16小时表1.2 工作条件1.3传动方案一般常选用转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，传动装置总传动比为i=，经计算得传动比约为15.7或22.6，根据总传动比数值，可初步拟定出以一级传动为主的多种传动方案,如图1-1所示。 图1-1带式运输机传动系统第二章 选择电动机2.1电动机类型的选择 按动力源和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380220V。2.1.1电动机容量的选择（1）根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：Pw=4.05 (kw)（2）传动装置的总效率（包括工作机效率）： =123456式中1、2、3、4、5、6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由参考资料2表3-3查得：V带传动效率=0.95；齿轮球轴承效率=0.99；闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为9级）=0.96；联轴器效率=0.99；卷筒轴的滚子轴承效率=0.98；输送机滚筒效率6 =0.96。则传动系统的总效率为：=0.950.990.960.990.980.96=0.8409（3）工作时，电动机所需的功率为：Pd =4.816kw由参考资料2表12-1可知，满足PePd条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取为5.5kw。2.1.2电动机转速的选择根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nw为=63.7r/min按照推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1 =24,单级圆柱齿轮传动比i2=35，则总传动比的合理范围为i=620。符合这一范围的同步转速有1000、1500r/min，由参考资料2表12-1和12-2查出有两种适合的电动机型号，现将Y132S-4和Y132M-6型电动机有关的技术数据及相应的总传动比列于下表2-1中。表2-1：方案电动机型号额定功率Pe/kw电动机转速n（r/min）总传动比i外伸轴径Dmm轴外伸长度Emm同步转速满载转速1Y132S2-45.51500144022.638802Y132M2-65.5100096015.073880通过上诉两种方案的比较可知：选用型号Y132M2-6电动机，转速适中，质量轻，价格低。总传动比为15.07，额定功率为5.5 kw，满载转速为960 r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。Y132M2-6电动机的数据和外形，安装尺寸如下表2-2所示。表2-2：型号额定功率（KW）转速（r/min）质量（kg）同步满载Y132M2-65.51000960842.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比2.2.1各级传动比的分配由选定的电动机的满载转速和输送机滚筒的工作转速，可得带式输送机传动系统的总传动比为：取V带的传动比i带=4，则圆柱齿轮的传动比,i齿轮=3.77在传动比i推荐值范围之内，所以是合理的。2.2.2计算传动装置的运动和动力参数一般按由电动机至工作机之间的传递的路线推算出各轴的运动和动力参数，并将各轴从高速级向低速级依次编号为电动机轴、轴、轴 、滚筒轴 。则传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示。（1）各轴转速电动机轴: no=nw=960 r/min PO=Pd=4.816kw 轴: r/minkw 轴: r/minkw卷筒轴: r/minkw将上述运动参数的计算结果列如下表3-3所示。表2-3:轴名参数电动机轴轴轴卷筒轴转速n（r/min）96024063.663.6输入功率P/kw4.8164.574.344.25输入转矩T/ ()47.9181.85651.68638.17传动比i43.771效率0.950.960.98结 果第三章 传动零件的设计3.1确定计算功率由参考资料1表5-7查得工作情况系数KA=1.2，故PC=KA P=1.25.5=6.6kW3.2选择V带的带型由参考资料1图5-11查出此坐标点位于A型与B型之间，现暂选用B型计算。根据计算功率PC=6.6kW，小带轮的转速n1=960r/min。3.3确定大小带轮的基准直径dd1、dd2并验算带速（1）初选小带轮的基准直径。由参考资料1查表5-8、表5-9可知，取小带轮的基准直径 dd1=140mm。（2）验算带速v=7.03ms因5msv25ms,带速合适。（3）计算大带轮的基准直径dd2=idd1=3.2140mm=448mm由参考资料1查表5-9，取dd2=450mm3.4确定V带的中心距a和基准长度（1）初定中心距a0=930mm。（2）计算带所需的基准长度=2813mm由参考资料1表5-2选带的基准长度=3150mm。（3）计算实际中心距（4）中心距的变化范围amin=a-0.015=1098-0.0153150=1098mmamax=a+0.03=1098+0.033150=1192.5mm3.5验算小带轮上的包角包角合适。3.6计算带的根数z（1）计算单根V带的许用功率P0=(P0+P0)根据B型带基础直径dd1=140mm和n1=960r/min，由参考资料1表5-4得：P0= 2.1kw。由参考资料1表5-5得，n1=960r/min，i=3.2和B型带得：P0=0.3 kw。由参考资料1表5-6，表5-2得：=0.94，=1.07故 ，P0=( P0+P0) =(2.1+0.3)0.941.07kw=2.41kw（2）计算V带的根数=2.74取整数，故Z=3根3.7计算单根V带的初拉力F0由参考资料1表5-1查得B型带的单位长度质量q=0.18kgm。故 F0=500+qv2=500+0.187.032N178.4N3.8计算V带对轴的压力QQ=2zF0sin=(23178.4sin)N1400N第四章 齿轮传动的设计4.1材料选择带式输送机的工作载荷比较平稳，对减速器的外廓尺寸没有限制，为了便于加工，采用软齿面齿轮传动.这类齿轮常用的材料有45、40Cr、35SiMn等，经调质或正火处理后再进行切削加工，为了便于切齿，一般要求齿轮的齿面硬度350HBS。另考虑到小齿轮参加啮合次数较多，其齿面硬度比大齿轮应高30-50HBS(或更高些)。若两齿轮的传动比越大，则两齿轮齿面硬度差就越大。此类齿轮材料制造简便、经济、生产效率高、承载能力一般，适用于强度、速度及精度要求不高的一般齿轮。小齿轮选用40Cr钢，调质处理，根据参考资料1表7-1取小齿轮齿面平均硬度为260HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，取大齿轮齿面平均硬度为230HBS。两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合齿轮面传动的技术要求。4.2参数选择（1）通常对于开式齿轮传动，齿数比u7，小齿轮齿数=1720；对于闭式齿轮，齿数比u6，小齿轮齿数=2040。由于采用软齿面闭式传动，故齿数取=30，113.1，所以取整数，z2=114。（2）根据工况查参考资料1表11-2，取载荷系数。（3）齿宽系数的选择。由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两轮均为软齿面，查参考资料2表11-5知，对于对称布置且大轮或两轮齿面硬度HBS的圆柱齿轮的齿宽系数，取载荷系数=1.2。（4）采用单级减速传动，齿数比。 4.3确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限，由图7-18（a）（b）查MQ线得：=720Mpa =580Mpa（2）确定寿命系数。小齿轮循环次数：N1=602401288300=5.53108大齿轮循环次数：N2=5.531083.77=1.46108（3）由图7-19查得： =1（4）确定尺寸系数,由图7-20查得=1。（5）确定安全系数,由表7-8取=1.05（6）许用接触应力： 4.4根据设计准则，按齿面接触疲劳强度计算因为对于闭式软齿面（硬度）的齿轮传动，其主要失效形式为齿面点蚀，故先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮传动的主要参数和尺寸，然后校核齿根弯曲疲劳强度。接触疲劳强度的设计公式为： （1）确定螺旋角=15，并试选载荷系数=1.3。（2）计算小齿轮传递的转矩：（3）确定齿宽系数，由表7-6选取齿宽系数。（4）确定弹性影响系数=189.8。（5）确定节点区域系数，由图7-14取得=2.43。（6）确定重合度系数端面重合度为： =1.88-3.2（）cos =1.88-3.2()cos15 =1.68轴面重合度为：15=2应1，得重合度系数=0.77（7）确定螺旋角系数=0.98（8）计算所需小齿轮直径为 =（） 70mm所以，小齿轮的模数为。取标准模数。4.5确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径（1）确定使用系数，按电动机驱动，根据表7-2得：=1（2）确定动载系数。计算圆周速度: v= =0.88ms故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-7得：=1.1（3）确定齿间载荷分配系数。齿宽初定为： b=0.870=56计算单位宽度载荷值为：Nmm查表7-3，取=1.2（4）确定齿向载荷分布系数，由表7-4得：=1.150.183.110-4b0.108 =1.150.180.823.110-4560.1080.84 =1.32（5）计算载荷系数K=11.11.21.32=1.74（6）按实际载荷系数修正所算的分度圆直径(7)计算模数4.6按齿根弯曲疲劳强度计算由弯曲强度的设计公式为：确定上式中的各计算数值如下。（1）由图7-21(a)取=30MPa, =220MPa（2）由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数。（3）由表7-8查得弯曲疲劳安全系数=1.25。（4）由图7-23得尺寸系数=1。（5）许用弯曲应力为： （6）确定计算载荷K。初步确定齿高 h=2.25m=2.252.5=6.3 由图7-11查得：=1.23K=11.11.21.23=1.62(7)确定齿形系数。当量齿数:，由图7-16查得：=2.5，c=2.18（8）由图7-17查得应力校正系数=1.63，=1.（9）计算大小齿轮的值=0.0085 =0.0114大齿轮的数值大。（10）求重合度系数。端面压力角：基圆螺旋角的余弦值为:当量齿轮的端面重合度:（11）由图7-25得螺旋角影响系数:=0.87（12）将上述各值代入公式计算，得: 由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.8,按国际元整为 =2。并根据接触强度计算出的分度圆直径 =77mm，协调相关参数与尺寸为:这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。4.7计算齿轮的主要几何尺寸（1）中心距： （2）修正螺旋角：（3）分度圆直径： （4）确定齿宽： 取=60mm =70mm（4）齿顶圆直径： （5）齿顶圆直径： （6）齿厚： （7）齿根高： （8）齿顶高： （9）齿根圆直径： （10） 齿根圆直径：4.8齿轮的受力分析图4-1所示为一标准斜齿圆柱齿轮传动，轮齿在节点P处接触。忽略摩擦力，轮齿间相互作用的法向力沿着啮合线方向并垂直于齿面。为方便计算，将法向载荷在节点P处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力和径向力（单位均为N）。图6-1 斜齿圆柱齿轮轮齿的受力分析图4-1 斜齿轮的轮齿受力分析圆周力：径向力：法向力：第五章 轴的设计与计算5.1轴的选材由参考资料1表12-1查得,选用45钢，正火处理，硬度170217HBS，许用弯曲应力 ,许用扭转切应力。5.2初步估算轴的最小直径由轴径设计计算公式：由参考资料1表12-3 ,选取故， 应当注意，当轴截面上揩油键槽时，应增大轴经已考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径100mm的轴，有一个键槽时，轴经增大3%。有两个键槽时，应增大7%。对于直径100mm的轴，有一个键槽时，轴经增大5%-7%。有两个键槽时，应增大10%-15%。然后将轴经圆整为标准直径。这样求出的直径只能作为转轴轴段的最小直径。由于轴上还开有一个键槽，故轴径还应增大5%7%。主动轴： 选取标准直径。从动轴： 考虑到该段轴上还开有一个键槽，故轴径还应增大5%7%。选取标准直径5.3主动轴结构设计5.3.1主动轴轴上零件的定位、固定和装配主动轴采用齿轮轴结构，如下图5-1所示。图5-1 主动轴的结构与装配 5滚动轴承 10轴 1齿轮 2轴承端盖 11轴端挡圈 3箱体 1带轮 10键5.3.2确定轴各段直径和长度尺寸（1）由于带轮与轴外伸轴通过键联接，。参见资料2表21-2，,带轮的轮缘宽为B=，由于轴头长度是由所装零件的轮毂宽度所决定的，其长度要比轮毂宽度小23mm，故取第一段长度。（2）对于阶梯轴的台阶，当相邻轴段直径变化起定位作用时，轴径变化应大些，取68，故取。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，则取该段的长度。（3）初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为斜齿轮，应考虑存在轴向力，轴承同时承受径向力和轴向力。故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，参照表15-3，初步选用圆锥滚子轴承30308，其基本尺寸、，则该段的直径为，。（4）滚动轴承的右端采用轴肩进行轴向定位，该段为滚动轴承的定位轴肩，定位轴肩高度，因此取。（5）取安装齿轮处的轴段的直径。齿轮左端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为60mm，此段应略短于齿轮轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高4mm，故，轴环处的直径为=45+24=53mm。轴环宽度b1.4h，故取轴环。（6）取齿轮与箱内壁的距离为a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内一段距离S，取S=8mm，则， 5.3.3求轴上的载荷扭矩： 圆周力： 径向力： 由上述确定的各轴长度尺寸得，两支座间距离。水平面的支反力： 垂直面的支反力 水平面的弯矩： 垂直面的弯矩：F力在支点产生的反力：F力产生的弯矩： 截面F力产生的弯矩：合成弯矩： 5.3.4按弯扭合成应力校核强度危险截面的当量弯矩：轴在齿轮处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面。轴单向转动，扭距可可认为按脉动循环变化，故取折合系数。许用弯曲应力 =160,由轴的弯扭合成的强度条件：5.3.5精确校核轴的疲劳强度（1）轴只需要校核齿轮左侧面的两边。（2）校核左边。抗弯截面系数: 抗扭截面系数： 截面左边的弯矩：扭矩T为： 弯曲应力：扭转切应力：由表12-1查得：, S=1.5故可知其安全。（3）校核右边。抗弯截面系数: 抗扭截面系数： 截面左边的弯矩： 扭矩T为： 弯曲应力： 扭转切应力： 由表12-1查得：,过盈配合处查得：, , S=1.5故可知其安全。5.4从动轴结构设计5.4.1从动轴轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对于轴承对称分布，齿轮右面轴肩定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒轴向定位，与轴之间采用过渡配合固定。为了便于轴承上零件的安装与拆卸，常将轴做成阶梯形。对于一般剖分式箱体中的轴，它的直径从轴端逐渐向中间增大。如图5-2所示，可依次将联轴器、轴承盖、左端滚动轴承、和齿轮从轴的右端装拆，另一滚动轴承从左端装拆。为使轴上零件易于安装，轴端及各轴端的端部应有倒角。从动轴的零件布置如下图5-2所示。图5-2 从动轴的结构与装配 5滚动轴承 10轴 6齿轮 4套筒 2轴承端盖9键 3箱体 11轴端挡圈 1半联轴器5.4.2确定从动轴各段直径和长度轴的最小直径，输出轴最小直径是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相配，故需选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，参见资料1表11-1，取=1.3。故， 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考资料1表16-4，选择弹性柱销联轴器，型号为。其公称转矩为：，取半联轴器的轴孔直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。半联轴器的长度为112mm。（1）由于联轴器与轴通过键联接，则轴径应增加5%7%，取从动轴，又半联轴器的轴孔直径，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故取此段轴长度。取该段的长度比半联轴器毂孔长度短一点，取为。（2）为了满足半联轴器的轴向定位要求，该段右端需制出一轴肩，故取该段的直径，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为。（3）初步选择滚动轴承，因为轴上安装的齿轮为斜齿轮，应考虑存在轴向力，轴承同时承受径向力和轴向力。故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，参照表15-3得，选用圆锥滚子轴承30312，其基本尺寸、，则该段的直径为，。（4）右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，定位轴肩高度，因此取（5）取安装齿轮处的轴段的直径。齿轮左端与右端轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为70mm，此段应略短于齿轮轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高5mm，故轴环处的直径为=65+25=75mm。轴环宽度b1.4h，故取轴环。（6）取齿轮与箱内壁的距离为a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内一段距离S，取S=8mm，则，。5.4.3求从动轴轴上的载荷、扭矩由于它们是作用力与反作用力的关系，则、圆周力：、径向力：由上述的各轴长度尺寸得，两支座间距离水平面的支反力：水平面的弯矩：垂直面的支反力：垂直面的弯矩： 第六章 键的选择与校核6.1主动轴上键联接的选择和计算6.1.1段轴经所选键的尺寸型号主动轴外伸端直径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料2表14-10，选圆头普通A型平键。由参考资料2表14-10查得，时，键剖面尺寸为，键长。参考V带轮轮缘宽度及键长L的尺寸系列，取L=50mm。键的标记为AGB/T 109620036.1.2强度校核其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为：由参考资料1表4-2可知，轮毂材料为铸铁，且载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。6.1.3段轴经所选键的尺寸型号与齿轮联接处轴径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装。根据参考资料2表14-10，选圆头普通A型平键。由参考资料2表14-10查得，时，键剖面尺寸为，键长。参考齿轮轮毂宽度及键长L的尺寸系列，取L=48mm,键的标记为GB/T 10962003。6.1.4强度校核则其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为由参考资料1表4-2可知，轮毂材料为钢，且载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。6.2从动轴上键联接的选择和计算6.2.1段轴经所选键的尺寸型号从动轴外伸端直径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料2表14-10，选圆头普通A型平键。由参考资料2表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考联轴器轴孔长度L1及键长L的尺寸系列，取L=74mm。键的标记为GB/T 10962003。6.2.2强度校核其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为:由参考资料1表4-2可知，轮毂材料为钢，且载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。6.2.3段轴经所选键的尺寸型号与齿轮联接处轴径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料2表14-10，选圆头普通A型平键。由参考资料2表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考齿轮轮毂宽度及键长L的尺寸系列，取L=58mm,键的标记为GB/T 10962003。6.2.4强度校核则其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为由参考资料1表4-2可知，轮毂材料为钢，且载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。第七章 减速器附件的选择由机械设计课程设计选定通气帽为；油标为压配式圆形的油标A20JB/T 7491.1-1995；外六角油塞及封油垫；箱座吊耳，吊环螺钉为螺钉GB825-88）M16；启盖螺钉M8。7.1箱体的设计要求（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