38_4513169_机械设计课程设计计算说明书-设计带式运输机传动装置.doc

机械设计课程设计计算说明书题目设计带式运输机传动装置专业班级机械设计制造及其自动化07级2班学号学生姓名指导教师西安文理学院2009年12月29日西安文理学院机械设计课程设计任务书学生姓名专业班级07级机电（2）班学号指导教师职称副教授教研室机电教研室题目设计带式运输机传动装置编号Z10传动系统图原始数据运输带工作拉力NF/运输带工作速度/1SMV卷筒直径MD/250016280工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年，运输带速度允许误差为5要求完成1减速器装配图1张（A2）。2零件工作图2张（齿轮和轴）。3设计说明书1份，60008000字。开始日期2009年12月29日完成日期20010年1月15日2009年12月20日目录1传动装置的总体设计111电动机的选择1111选择电动机的类型1112选择电动机的容量1113、确定电动机转速112传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配2121总传动比的确定2122各级传动比的分配213传动装置运动和动力参数的计算2131各轴转速2132各轴输入输出功率2133各轴输入输出转矩32传动件的设计计算421圆锥齿轮传动的设计计算4211选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数4212按齿面接触疲劳强度设计4213按齿根弯曲强度设计5214几何尺寸计算722圆柱齿轮传动的设计计算7221选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数7222按齿面接触疲劳强度设计7223按齿根弯曲疲劳强度设计9224几何尺寸计算103轴的计算和联轴器的选择1131各轴的计算11311各轴的最小轴径的初算11312高速轴的设计与计算11313中间轴的设计与计算14314低速轴的设计与计算1532联轴器的选择16321电动机与高速轴的联轴器选择16322低速轴与运输带的联轴器的选择164滚动轴承的选择及校核1741高速轴滚动轴承的选择及校核计算17411计算输入轴承17412初步计算当量动载荷P17413求轴承应具有的基本额定动载荷值18414验算1842确定其他两轴上的轴承185键的选择及其校核1951轴上键的选择强度计算19511输入轴与联轴器联接所采用键联接的选择19512I轴与高速小锥齿轮采用键联接的选择19513中间轴与小圆柱齿轮的键联结的选择19514中间轴与大锥齿轮的键联结的选择20515低速轴与大圆柱齿轮的键联结的选择20516输出轴与联轴器的键联结的选择216减速器的密封与润滑2261齿轮传动的润滑方式2232减速器润滑油面高度的确定2263减速器各处密封方式227箱体结构设计尺寸238设计小结259参考文献26计算与说明主要结果原始数据运输带工作拉力F/N运输带工作速度卷筒直径D/MM1/SM2500162801传动装置的总体设计11电动机的选择111选择电动机的类型Y系列三相异步电动机，电源电压380V。112选择电动机的容量取096，所需电动机的输出功率，DPA10F则，其中DPAF108214联直锥轴联A所以KWD54113、确定电动机转速工作机的转速MIN/1906RDN查表22，可得，158AII/63874RND）（由以上数据可查出电动机型号经比较选择Y132S4型，其参数如下表所示KWD54PMIN/190R，58AI表11电动机参数电动机型号额定功率KW满载转速1MINR中心高轴径大小M轴伸尺寸键联结尺寸MY132S455144013238801012传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配121总传动比的确定根据电动机满载转速及工作机转速，可得传动装置的总传动NN装置的总传动比为MI/19304RIMAIA122各级传动比的分配考虑浸油时，两大齿轮浸油深度相近，分配减速器各级传动比，初选则531I7312I13传动装置运动和动力参数的计算131各轴转速MIN/140RNMII/31IIIIN/19021RINMII132各轴输入输出功率电动机轴KWPD54，AI8901联输入KWPII43轴输入输出，32输入输入II26轴输入输出IIMIN/193RIA531I72MIN/140RI39IKPD54I8输入3输出0输入IK264输出PI17输入输出，KWPII17423输入输入KWPII134轴输入输出，I052联输出工作输入0轴工作输入工作输出133各轴输入输出转矩MNNTII/7129P950输入输入MNNPTII/3829950输出输出II/8输入输入II/输出输出MNNPTII/72364950输入输入MNNPTII/2361950输出输出I/5工作输入工作输入MNNPTI/7230950工作输出工作输出表12运动和动力参数功率KW/转炬）（T/轴号输入输出输入输出转速1IN/R传动比效率电动机轴54836429082I轴871953II轴3042689417III轴177423909工作机轴05451KP054工作输入1工作输出MNTI/7129输入38输出I输入/输出I64输入T21输出MN/35工作输入70工作输出2传动件的设计计算21圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率，小齿轮的转速为，大齿轮的转KWP431MIN/140R速为，传动比，由电动机驱动，工作寿命（设每年MIN/4R5I工作300天），单班制，带式输送，平稳，转向不变。211选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆锥齿轮传动，齿型按机械原理选择，齿顶高系数顶隙系数螺旋角不变位。,1AH,20C,0M精度选择8级精度。材料选择小齿轮选择40CR（调制），硬度280HBS，大齿轮选择45钢（调制），硬度为240HBS。选小齿轮齿数取21Z5732Z742Z212按齿面接触疲劳强度设计公式21215092RKTZDHET确定公式内的各计算值查得材料弹性影响系数2189MPAE按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大MPAHLIM601齿轮的接触疲劳极限。HLIM502计算应力循环次数小齿轮911065831460NJLN大齿轮207539查表得接触疲劳寿命系数41HNK92HN计算接触疲劳许用应力21Z742189MPAZEHLIM6015291065N8274901HNK41MPAH56MPASKHLIMNH56411LIN222初选，查表得，1VK01AK8751251K25AMNNT41977293R计算试计算小齿轮得分度圆直径带入较小值，得HMDT962531039725481923421计算圆周速度SND/7461计算载荷系数根据8级精度，查得,/754SM25VK所以342KVA按实际的载荷系数校正所得分度圆直径DTT79631计算模数M08213按齿根弯曲强度设计公式321504FSARRYUZKTM确定公式内的各计算值查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,501MPAFEMPAFE4502MPAH54201A8725MNT410973RSM/75421VK34MD7961038,501PAFE42,861NK查表得弯曲疲劳寿命系数,8601FNK8902FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，则MPASFENF1430711286计算载荷系数34K节圆锥角8615ARCTN147865902当量齿数21COS1ZZV73422V查取齿形系数21FAY102FAY查取应力校正系数57S9S计算大、小齿轮的并加以比较FA0139437521FSAY862FSA大齿轮的数值较大设计计算、MM1792035153103974224取取,61DZ,1Z828902FNKS14MPAF1437028634K8615721VZ2731FAY020139FSAY52M1792,31Z214几何尺寸计算计算大端分度圆直径MZD69231482计算节锥顶距MUDR58192326912节圆锥角158274大端齿顶圆直径MDV2COS116384222齿宽RB22圆柱齿轮传动的设计计算已知输入功率，小齿轮的转速为大齿轮,3042KWPMIN,/431RN的转速为传动比由电动机驱动，工作寿命MIN/19RN,73I（设每年工作300天），单班制，带式输送，平稳，转向不变。221选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱传动精度选择8级精度材料选择小齿轮选择40CR（调制），硬度为280HBS，大齿轮选择45钢（调制）硬度为240HBS小齿轮齿数取,231Z,7186232Z82Z222按齿面接触疲劳强度设计812ZMD691243MR5819212874MDV1632B841小齿轮选择40CR（调制）硬度为280HBS大齿轮选择45钢（调制）硬度为240HBS,231Z87由设计计算公式（109A）查得失算公式，即32112HEDTZUKTD确定公式内的各计算值诗选载荷系数T计算小齿轮传递的转矩MNKNT41109889由表107选取齿宽系数D由表106查得材料的弹性小影响系数MPAZE由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限,601MPAHLIMHLIM502由式103计算应力循环次数8117483014HJNN822573074U由图1019取接触疲劳寿命系数,9501HNK902HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为安全系数由式（1012）得,1,SMPASKLIMHN5701MPASLIMHN539212计算试计算小齿轮分度圆直径代入中较小的值,1TDHMDT347659873409831221计算圆周速度SNDT/16计算齿宽BTD3471计算齿宽与齿高之比H31TKMNT40981DMPAZE89,601HLIM528174N20,9501HNK2MPAH5701392MDT4761S/3B476MT7542模数MZDTT75421齿高HT20620B计算载荷系数根据8级精度，由图108查得动载荷系数直齿,/361SM,14VK轮FHK由表102查得使用系数1A由表104用插齿法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，451H由查图1013，得故载荷系数,20HB,451HK,381FK659VA按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010A）得MKDTT716831计算模数MZ921223按齿根弯曲疲劳强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为321FSADYZKTM确定公式内各计算数值由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮,501MPFE的弯曲疲劳强度极限MPAFE3802由图1028取弯曲疲劳寿命系数,861FNK92FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数由式（1012）得,41SMH2061B,4VK1FHA451HK,38F6591KMD792,501MPAFE382,601FNK92MPASKFENF173011MPASKFENF29422计算载荷系数573181KVA查取齿形系数由表105查得,6921FAY206FA查取应力校正系数由表105查得,571SAY72SA计算大、小齿轮的并加以比较F0137943756921FSAY652FSA大齿轮的数值大设计计算MM16205231986534取5271DZ大齿轮齿数取60528321072Z224几何尺寸计算计算分度圆直径MZD70528162计算中心距圆整为,75181A19计算齿轮宽度MDB01取,702MB51,41SMPAF7302951K,6FAY20,571SA2Y013791FSAY652FSAM162581Z072MD15267A193轴的计算和联轴器的选择31各轴的计算311各轴的最小轴径的初算轴径可以按照扭转强度进行计算，计算公式为，（轴的材料均用45号钢，调质3NPCD处理）式中P轴所传递的功率（KW）N轴的转速（R/MIN）C由轴的许用应力所确定的常数，与材料有关高速轴，（45钢轴，C112），MD3516408123MIN根据联轴器参数选择；1中间轴，（45钢轴，C112），D49232MIN具体数值由结构确定；低速轴，（45钢轴，C112），根M719043MIN据联轴器参数选择。D83312高速轴的设计与计算高速轴上零件的定位，固定和装配两级展开式圆锥圆柱齿轮减速器中可将齿轮安排在箱体两侧，高速轴与小锥齿轮采用悬臂方式安装，齿轮由轴肩定位，套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以套杯轴向定位，轴承两端分别用封油盘密封与固定，采用过渡配合固定。确定轴各段直径和长度MB7051,2MD3516IN21D49MIN723MIND38图31高速轴的设计尺寸由联轴器尺寸确定由联轴器的毂孔长度直径及相关要求，可确定D132MM，MM801L初选择滚动轴承轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承，参照工作要求，并根据尺寸，选取0组基本游隙，标准精度等级的单列深沟球轴承6208，其尺寸为为了利MBDD184于固定，一般取比小1MM,故可确定3LB,3L73轴肩高度，取其值为35MM,确定H1074D4根据轴承安装方便要求及轴承旁螺栓的要求、小齿轮与内壁的要求，取，,3852MDL2ML15根据齿轮孔的轴径和长度，确定,26DL436轴上零件的周向定位齿轮连轴器与轴的周向定位均采用平积案联结，按手册查得，半联轴器与轴的联结处的平键为长度为齿轮与轴的,810HB,70ML联结处的平键为长度为,78HB36L轴的校核D132MMMM80L单列深沟球轴承6208MBDD14,03L17,852MDL15,26MDL43,810HB7ML,36L图32高速轴的载荷分析图小锥齿轮受力已知转矩NMT71291转速IN/140RN功率KWP8当量分度圆直径MDRM576/19501齿轮上的周向力NDTFMT3579241齿轮上的径向力FTR206570360COSAN齿轮上的轴向力NTA91391I求垂直面内的支反力08540182NHTFFNH420TNH372垂直面内的弯矩MNFMTNH1951MAX求水平面内的支反力MNM149AXFNV72，10857108542NVARFFNFNV472NV21水平面内的弯矩MM94MAX合成弯矩NVH612AX2AXMAX扭矩为T29710N高速轴的校核根据第三强度理论进行校核抗弯截面系数3339105701MDW抗扭截面系数82462TMPA891064MAXWT7382由以上计算可得高速周轴符合要求，安全。313中间轴的设计与计算中间轴的零件定位，固定和装配采用非对称方式将大锥齿轮放于轴右端，齿轮的一端用轴肩定位，另一段用套筒固定，传力较方便。阶梯轴通常采用圆角（12）。两端轴承常用同一尺寸，以便加工安装与维修，为便于装拆轴承，轴承上轴肩不宜太高。轴承两端分别用端盖密封与固定。132确定轴的各段直径和长度由最小轴径初选轴两端尺寸,492MIND340,3,05511MLLD由大锥齿轮内径及轮毂宽度可得，41,622LD由两极大齿轮间的间距及轴肩高度可确定5,33ML由小齿轮的内径及轮毂宽度可得7,44LMNFV281MM940MAX61T29710N3910MW382TMPA1MAXT780,492MIND301LD534L621L43D5L图33中间轴的尺寸设计314低速轴的设计与计算低速轴的零件定位，固定和装配采用非对称方式将大圆柱齿轮放于轴左端，齿轮的一端用轴肩定位，另一端用套筒固定，采用脂润滑，所以需要在轴承与齿轮间安装封油盘，封闭较好。阶梯轴通常采用圆角（12）。两端轴承常用同一尺寸，以便加工安装与拆卸维修，为便于装拆轴承，轴承上轴肩不宜太高。确定轴的各段直径和长度图34低速轴的尺寸设计由联轴器尺寸确定已知由联轴器的毂孔长度直径及相关要求，可确定,381MDMM0L初选择滚动轴承轴承主要承载径向力，轴向力较小，故选用单列深沟球轴承，参照工作要求，并根据尺寸，选取0组基本游隙，标准精度等级的单列深沟球轴承6209，其尺寸为为了利于固定，一般MBDD19845取左端比小1MM右端考虑密封及壁厚,故可确定3LB,453DM29由结构尺寸确定LD40,54根据轴承安装方便要求，密封装置，壁厚及轴承旁螺栓的要求、，取MD36475L,381MD0LMMBDD19845单列深沟球轴承6209,453MDL2904ML2D36,4022MLD根据轴承安装方便要求，密封装置，壁厚，可得9,577L有大齿轮内径及轮毂宽，可确定69,486MLD最后由结构确定轴肩LM10,532联轴器的选择321电动机与高速轴的联轴器选择电动机与高速轴选择弹性套柱式联轴器，它加工制造容易，装拆方便，成本低，能缓冲减震，根据电动机转速与轴径尺寸等可选择型6TL联轴器。322低速轴与运输带的联轴器的选择低速轴与运输带中间安装对中困难，故采用凸缘联轴器，根据低速轴外径及转速等可选择型联轴器8YL362ML457D9L86MLD5ML10型联轴器型联轴器8YNMT71291IN/40RNKWP84滚动轴承的选择及校核41高速轴滚动轴承的选择及校核计算411计算输入轴承已知转矩NMT71291转速IN/40RN功率KWP8当量分度圆直径MDRM576/19501齿轮上的周向力NDTFT379241齿轮上的径向力FTR20650360COSAN齿轮上的轴向力NTA7913971I根据条件，轴承预计寿命HLH208由表135查得，深沟球轴承最小E为022，即2810365791RF大于最小值。RA412初步计算当量动载荷P由表136查得载荷系数查表135得Y先设为16，,21PF,560X则MD57NFT3910R265NFA7910HLH2810RF,21PF560XYNP7124C56208型滚动轴承N29018MD4DBNYFXFPARP7124413求轴承应具有的基本额定动载荷值由表136，得NNLPCH452106由表153，及C的值，选用6208型滚动轴承，其中,1D18,0,4,80,295MBDMNC414验算求轴向相对载荷对应的E和Y的值因为由表135，得，其值小于最小值,057118920CF0025，对应的E值为022，Y值大于20，用线性插值法算Y求的,2Y,56X,74求当量动载荷PNFFPRP938701252031验证轴承6208的寿命由式135得,HPCNLH9605故所选轴承满足寿命要求。42确定其他两轴上的轴承用相同方法分别获得中间轴连接轴承为6206型滚动轴承，其参数为,30MD,62D,1MB,950NCR150低速轴连接轴承为6209型滚动轴承，其参数为,4MD,85,19B,350R2,0571CF2EY,560X74NP938HLH12056206型滚动轴承,30MD62D,1B950NCR106209型滚动轴承,45MD8D,19B350NCR20,81HB5键的选择及其校核51轴上键的选择强度计算511输入轴与联轴器联接所采用键联接的选择由轴径尺寸8级精度可得，选用圆头普通A型,321MD,01L平键联结，其尺寸为键工作长度需传递HB,70MBLL的转矩NT79校核键联结的强度由表62查得许拥挤压应力取其平均值,201MPAP,10MPAPMHK45由式（61）可得（合适）63PP512I轴与高速小锥齿轮采用键联接的选择由轴径尺寸8级精度可得，选择圆头A型普通,43,2566MLD平键,其尺寸为键工作长度需传递转矩78HB,36MBLLMNT3829校核键联结的强度由表62查得许拥挤压应力取其平均值,201MPAP,10MPAPMHK53由式（61）可得（合适）6823PPKLDT513中间轴与小圆柱齿轮的键联结的选择,70MBLLNT129,0MPAPMK463PPPA（合适）,78HB36MLLNT29,10MPAPMK5368PP（合适）,810HB63MLLNT9由轴径尺寸8级精度可得，选择圆头A型普通平,75,36MLD键,其尺寸为键工作长度需传递转矩10HB,63MBLLNT89校核键联结的强度由表62查得许拥挤压应力取其平均值,201MPAP,10MPAPMHK45由式（61）可得（合适）23PPKLDT514中间轴与大锥齿轮的键联结的选择由轴径尺寸8级精度可得，选择圆头A型普通平,41,36MLD键,其尺寸为键工作长度需传递转矩0HB,36MBLLNT819校核键联结的强度由表62查得许拥挤压应力取其平均值,201MPAP,10MPAPMHK45由式（61）可得（合适）1382PPKLDT515低速轴与大圆柱齿轮的键联结的选择由轴径尺寸8级精度可得，选择圆头A型普通平,6,48MLD键,其尺寸为键工作长度需传递转矩91HB,63MBLLNT7236校核键联结的强度由表62查得许拥挤压应力取其平均值,201MPAP,10MPAPMHK54,10MPAPMK42PPPA（合适）,810HB,36MLLNT819,0MPAPMK45138PPPA（合适）,914HB63MLLNT72由式（61）可得（合适）605312PPMPAKLDT516输出轴与联轴器的键联结的选择由轴径尺寸8级精度可得，选用圆头普通A型,321MD,01L平键联结，其尺寸为键工作长度需传递HB,70MBLL的转矩NT764校核键联结的强度由表62查得许拥挤压应力取其平均值,201MPAP,10MPAPMHK45由式（61）可得（合适）1823PPKLDT,10MPAPMK5463PP（合适）,810HB7MLLNT2364,10MPAPMK418PPPA（合适）6减速器的密封与润滑61齿轮传动的润滑方式由表43得齿轮传动机构应采用浸油润滑。浸油润滑适用于齿轮减速器。由于锥齿轮减速器圆周速SM/12度，因此采用浸油润滑。S/754浸油润滑是将传动件一部分浸入油中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被甩到箱壁上，可以散热。32减速器润滑油面高度的确定由低速级齿轮的圆周速度可得，约为个齿轮半径即SH6132MHS63减速器各处密封方式内密封由于轴承用脂润滑，为了防止齿轮啮合时挤出的润滑脂流出，增加轴承的阻力，需要在轴承与箱体内壁间设置封油盘。外密封在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有采用毡圈油封。7箱体结构设计尺寸该减速器箱体采用HT150铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但是外形比较较复杂。其结构尺寸如下表所示表71铸铁减速器箱体结构尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚M8箱盖壁厚11箱体凸缘厚度B