机械设计课程设计-二级减速器带式运输机传动装置的设计

机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动装置的设计机械工程院（系）机械工程及自动化专业年级2012设计人指导教师完成日期2012年1月7日太原工业学院目录1传动方案的分析论证511传动装置的组成512传动装置的特点513确定传动方案514传动方案的分析52电动机的选择521选择电动机的类型522选择电动机的功率523确定电动机的转速63传动比的计算及分配631总传动比632分配传动比64传动装置运动及动力参数计算741各轴的转速742各轴的功率743各轴的转矩75减速器的外传动件的设计851选择V带型号852确定带轮基准直径853验算带的速度854确定中心距和V带长度855验算小带轮包角956确定V带根数957计算初拉力958计算作用在轴上的压力959带轮结构设计96高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1061选择材料、热处理方式和公差等级1062初步计算传动的主要尺寸1063确定传动尺寸1164校核齿根弯曲疲劳强度1365计算齿轮传动其他几何尺寸147低速级直齿圆柱齿轮的设计计算1571选择齿轮的材料1572确定齿轮许用应力1573计算小齿轮分度圆直径1674验算接触应力1675验算弯曲应力1776计算齿轮传动的其他尺寸1777齿轮作用力的计算188中间轴的设计计算1881已知条件1882选择轴的材料1983初算轴径1984结构设计1985键连接2186轴的受力分析2187校核轴的强度2388校核键连接的强度2389校核轴承寿命239高速轴的设计与计算2491已知条件2492选择轴的材料2493初算最小轴径2494结构设计2595键连接2796轴的受力分析2797校核轴的强度2998校核键连接的强度3099校核轴承寿命3010低速轴的设计与计算31101已知条件31102选择轴的材料31103初算轴径31104结构设计31105键连接33106轴的受力分析33107校核轴的强度35108校核键连接的强度35109校核轴承寿命3611润滑油与减速器附件的设计选择36111润滑油的选择36112油面指示装置36113视孔盖37114通气器37115放油孔及螺塞37116起吊装置37117起盖螺钉37118定位销3712箱体结构设计3813设计小结3914参考文献39附装配图与零件图设计任务带式运输机传动装置的设计。已知条件1运输带工作拉力F2KN；2运输带工作速度V11M/S；3滚筒直径D300MM；4滚筒效率J096（包括滚筒与轴承的效率损失）；5工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期8年；7工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35；8动力来源电力，三相交流，电压380/220V；9检修间隔期4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修；10制造条件与生产批量一般机械厂制造，小批量生产。图1动力及传动装置DVF设计计算及说明结果1传动方案的分析论证机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它通常具备减速（或增速）、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。11传动装置的组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。12传动装置的特点齿轮相对于轴承的位置不对称，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。13确定传动方案合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，还要与工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难的。因此，要分清主次，首先满足重要要求，同时要分析比较多种传动方案，选择其中既能保证重点，又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。初步确定传动系统总体方案为二级展开式圆柱齿轮减速器，设计图如下23541IIIVPDPW图一传动系统总体方案设计图14传动方案的分析结构简单，采用带传动与齿轮传动组合，即可满足传动比要求，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，成本低，使用维护方便。2电动机的选择21选择电动机的类型根据用途选用Y（IP44）系列一般用途的全封闭式自冷式三相异步电动机22选择电动机的功率由已知条件可知，传送带所需的拉力F2KN，传输带工作速度V11M/S，故F2000N输送带所需功率为22KWWP10FV由【2】表17查得滚筒效率096，轴承效率099，联轴器效滚轴承率099，带传动的效率096，齿轮传递效率097。联带齿轮电动机至工作机之间传动装置的总效率为0824642总带联轴承齿轮滚电动机总的传递效率为266KW0PWP总查2表121，选取电动机的额定功率为3KWEDP23确定电动机的转速由已知，滚筒的直径为D300MM，工作速度为V11M/S，所以输送带带轮的工作转速为70WN106VDR/MINV带传动比24，二级减速器常用的传动比为840I带内总传动比的范围16160总I带内电动机的转速范围为1120112000N总WR/IN查2表121，符合这一转速的范围的电动机同步转速有1500，3000三种，初选1500，满载转速1420R/MINR/IR/MIM型号Y100L24的电动机。3传动比的计算及分配31总的传动比2028I总MWN14207R/INR/MIN32分配传动比根据带传动比范围，取V带传动比为246，则I带减速器的传动比为I823I总带2200KWWP096总082460P3000KWED70WNR/MI1420R/I2028I总R/MIN246I带I82333I高高速级传动比为327339。取33I高134II高低速级传动比为249I低高824传动装置运动及动力参数计算41各轴的转速轴（高速轴）0142/MIN5723/IN6NRRI带轴（中间轴）12573/I149/II高轴（低速轴）2349/IN702/INNRRI低轴（滚筒轴）370/MIW42各轴的功率轴（高速轴）096266KW255KW1P带0轴（中间轴）099097255KW245KW2轴承齿轮1P轴（低速轴）045099097KW235KW3齿轮轴承2轴（滚筒轴）099099235KW231KWWP4联轴承343各轴的转矩电动机轴9550955017890T0PN2614NM轴（高速轴）95509550421911P573轴（中间轴）95509550133772T2N491NM249I低15723/MINNR4930/IR72NWN255KW1P245KW2235KW3231KWWP17890TNM42191133772TNM轴（低速轴）95509550319513T3PN25704NM轴（滚筒轴）95509550314074W1表一传动装置各轴主要参数计算结果轴号输入功率P/KW转速N/R/MIN转矩T/NM传动比I电动机轴26614201789轴（高速轴）255577234219轴（中间轴）2451749113377轴（低速轴）235702431951轴（滚筒轴）231702431407246带33I高249低5减速器的外传动件的设计51选择V带型号考虑到在和变动较小，查【1】表75得工作情况系数11，则AK11266KW293KWDPAK0根据1420R/MIN，293KW，由【1】图717选择A型普通V带。NMDP52确定带轮基准直径由【1】图717可知，A型普通V带推荐小带轮直径80100，选小1D带轮100MM，则大带轮直径为D246100MM246MM，由【1】表77，取250MM。2I带1253验算带的速度745M/S556确定V带根数查【1】表79095,由表73得，111，由表710得，KLK017，由表78，得0630P0PZ3470DL293617051取整Z457计算初拉力由【1】表711查得V带单位长度质量M01KG/M,则单根V带张紧力0F2255MVDPKZV带（）500（）0110397N934709274558计算作用在轴上的压力Q2ZSIN241037SIN8133N0F279350MM0A1250MMDLA34208MM1520合格Z410397N0FQ8133N59带轮结构设计小带轮采用实心质，由【1】表74，E1503，9，取F10在MINF【2】表125查得28MM0D轮毂宽（1520）4256MM，初选50MML带轮0L带轮轮缘宽Z1E2F65MMB带轮大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。6高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算61选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由【3】表817的齿面平均236,1HBW190HBW，HBW46HBW，在3050HBW之间。选用8级2HBW2HBW精度62初步计算传动的主要尺寸因为平均硬度小于350HBW，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触强度进行设计（外啮合）。21312EHDZKTU1小齿轮传递的转矩为42190NMM12初选12，由【3】表818得11KD3由【3】表819得弹性系数1898EZ4初选12，由【3】图92查得查得节点系数172。HZ5齿轮的传动比为U33，初选23，则U3323759，取整12145钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度231Z7592数76,则端面重合度为18832COS166轴向重合度12Z为0318171D1ZTAN6由3图83查得重合度系数07757由3图112查得螺旋角系数0998许用接触应力可用下式计算HLIMNZS计算2HBW69223669541MPALI12HBW69219069449MPALIM2H大小齿轮的应力循环次数为60A605770232836581618H1NNHL9104903H2U9681038由【3】图85查得寿命系数10，1051NZ2N取安全系数10HS则小齿轮的许用接触应力为541MPA1HLIM1NS大齿轮的许用接触应力为47145MPA2LI2HZ故472MPAMINH初算小齿轮的分度圆得1TD21312EHTDZKTU2349031894607594103MM541MP1H47145MPA2472MPAMINH4103MM1TD63确定传动尺寸计算载荷系数查得使用系数10AKV124M/S11N60TD4035726由3图86查得齿间载荷分配系数105V由3图87查得齿向载荷分配系数121K由3表822查得齿间载荷分配系数12载荷系数K110512112152KVA对进行修正，因与K有较大的差异，故需对由计算出的进行修正1TDK41034439MM1T33152确定模数189取整2NM1COSDZNM中心距10121MM圆整100MM1A2COS3761A螺旋角为ARCOS8112NZA因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由【3】图92查得，248HZ端面重合度系数18832,COS16812Z轴向重合度为0318137DTAN由【3】图83查得重合度系数0774由【3】图112查得螺旋角系数0992Z21312EHTDKTUK152100MM1A4466MM1TD232154903189240794466MM精确计算圆周速度为V135M/S11N60TD4657230由图86查得动载荷系数109VKK1010812112158KVA4524MM1DT3K1582195,取标准值2NM1COSZNMMM4646MM1DCOSN238MM11668MM21NZ76B1146465011MM，取整50MMD12B（510）MM取60MMB2164校核齿根弯曲疲劳强度齿根的疲劳强度条件12FFSBFNKTYBMD其中K152，42190NMM，2，4646MM，B50MMNM1D齿形系数和应力修正系数，当量齿数为FYSY23701VZ3COSZ32178322V33762NM4646MM1D11668MM250MM2B60MM1由3图88查得268，225FYS由3图89查得157，1761S2由3图810查得重合度系数072由3图113查得螺旋角系数093Y许用弯曲应力LIMNFFS由3表811查得弯曲疲劳极限应力为18HBS425MPALIM1F18HBS342MPALI2由3图811查得寿命系数11NY2由3表820查得安全系数16FS2656MPA1LIMNFFYS2138MPA2LIFF111FFSNKTYBMD25849026857029348303MPA1968MM1968003005MM202720661取21MMMIND94结构设计45钢，调制处理21MMMIND轴的结构构想如图所示（1）轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴段轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径25MM,带轮轮毂的宽度为1D（1520）（1520）25MM33MM42MM,结合带轮结构1D37550MM，取带轮轮毂的宽度42MM,轴段的长度略小于毂孔L带轮L带轮宽度，取40MM1（3）密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度H007010070125MM17525MM。轴1D段的轴径2（213）MM29231MM,其最终由密封圈确定。该处2D1轴的圆周素的小于3M/S,可选用毡圈油封，查3表827选毡圈35JB/ZQ46061997，则30MM2（4）轴承与轴段及轴段考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承7207，由表119得轴承内径D35MM,25MM1D40MM1L30MM2D外径D72MM,宽度B17MM，内圈定位轴肩直径42MM,外圈定位内径AD65MM,在轴上力作用点与外圈大端面的距离157MM,故取轴段的直AD3径35MM。轴承采用脂润滑，需要用档油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。3D为补偿箱体的铸造误差和安装档油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，档油环的档油凸缘内侧面凸出箱体内壁12MM,档油环轴孔宽度初定为15MM,则B171532MM1B3L1B通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则35MM,7DB171532MM7L15齿轮的轴段该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定5D342MM，则由表831知该处键的截面尺寸为BH128MM,轮毂键槽深度5D为33MM,由于与较为接近，故该轴设计成齿轮轴，则有，1T1FD45D1F60MM5LB6轴段和轴段的设计该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则48MM,齿轮46D右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度（1210161LB15）MM7MM。轴段的长度BB15MM107MM7轴段的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由3表41可知，下1258LCM箱座壁厚00253MM00251503MM675E,故X044，Y140，则轴承2的当量动载荷1AF2R为XY04414198N1456792N14198N2A3校核轴承寿命因,故只需要校核轴承1的寿命，P。1P21P轴承在100以下工作，查表834得1,。查表835得载荷系数TF15PF轴承1的寿命为3366101050572314THPFCLHN566718H，故轴承寿命足够H10低速轴的设计与计算101已知条件低速轴传递的功率235KW，转速，齿轮4分度元圆3P3702/MINNR直径21521MM，齿轮宽度86MM4D4B102选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查3表826选用常用的材料45钢，调质处理。103初算轴径查3表98得C106135，考虑轴端只承受转矩，故取小值C110则3MIN02135434PDCM轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大35，轴端最细处直径35443544003005MM36503721145钢，调质处理3544MMMIND460946981104结构设计轴的结构构想如图所示（1）轴承部件的结构设计该减速器发热小，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计（2）联轴器及轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查3表837，取15，则计算转距AK15319510NMM479265NMMCT3由3表838查得GB/T50142003中的LX3型联轴器符合要求公称转矩为1250NMM，许用转速4750R/MIN，轴孔范围为3048MM。考虑D4698MM，取联轴器毂孔直径为42MM，轴孔长度84MM，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX34284GB/T50142003,相应的轴段的直径42MM，其长度略小于毂孔宽度，取82MM11L（3）密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承密封圈的尺寸。联轴器用周肩定位，轴肩高度H（00701）（00701）42MM29442MM。轴段的轴径1D2H4788504MM，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于23M/S,可选用毡圈油封，查3表827，选毡圈50JB/ZQ46061997,则50MM2D（4）轴承与轴段及轴段的设计轴段和上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮无轴向力存在，选用深沟球轴承。现暂取轴承为6211C,由3表119得轴承内径D55MM，外径42MM1D82MML50MM2D55MM3DD100MM，宽度B21MM，内圈定位轴肩直径64MM，外圈定位直径AD91MM,对轴的力作用点与外圈大端面的距离275MM，故55MM。AD33D故21MM3LB通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故55MM6D（5）齿轮与轴段该段上安装齿轮4，为了便于齿轮的安装，应略5D大于，可初定58MM，齿轮4轮毂的宽度范围为（1215），6D569687MM，小于齿轮宽度86MM，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右5B端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取84MM。5L（6）轴段该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为H（007001）40658MM，取H5MM，则68MM，齿轮左端面距5D4D箱体内壁距离为/210MM9586/2MM145MM,则该轴段413B4的长度（801458612）MM915MM4LXB（7）轴段与轴段的长度轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓GB/T5781M825,其安装圆周大于联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为10MM。则有2K（58210102112）MM47MM2LTDB2K则轴段的长度2MM21MM12MM145MM2MM495MM64圆整取50MM68轴上力作用点的间距轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离275MM，则由图1112可得轴的支点及受力点的距离为3A495MM84MMMM275MM63MM1L6L542B3A86236MM765MMMM275MM128MM234275MM47MM42MM1165MMLA2821MM3L55MM6D58MM584MM5L68MM4D915MM4L47MM2L50MM663MM1L128MM211653L95键连接联轴器与轴段及齿轮4与轴段间均采用A型普通平键连接，查3表831得键的型号分别为键1270GB/T10961990和键1870GB/T1096199096轴的受力分析画轴的受力简图计算支承反力在水平面上为4211392875316RXFLRN24140XRXN在垂直平面上为42130826956TZFLRN2414108ZTZN轴承1的总支承反力为17532XRN201694Z285ZRN1206RN84222117530694506XZRN轴承2的总支承反力为222181XZ画弯矩图在水平面上，AA剖面的弯矩XMRLNMNM在垂直面上，AA剖面的弯矩为10910AZZLAA剖面上的合成弯矩为22247537531387AXAZNMNM画转矩图3950T107校核轴的强度AA剖面为危险截面求当量弯矩一般可认为高速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由教材表101查出其强度极限，并由表103中查出与其对应的，2650/BNM2160/BNM取0582222138740583931498VAMT根据AA剖面的当量弯矩求直径3312938006VABDM在结构设计中该处的直径，故强度足够。25D108校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为3141950658287PTMPADHL齿轮4处键连接的挤压应力为138742AMNM950T轴的强度满足要求325419504238878PTMPADHL取键、轴及齿轮的材料都为钢，由3表833查得125150MPA，P，强度足够1P109校核轴承寿命计算轴承的轴向力由表119查的6211轴承得43200NRC29200N，220226N。因为只有径向力没有轴向力，则当量动载荷ORC1RP220226N，由1公式1792051H10H67NLP36704261296,取1011齿轮端面与内箱壁距离28，取4022箱盖、箱座肋厚、1M0851取81M轴承端盖外径2DD（