带式运输机传动装置 课程设计

1、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 学 号 学生姓名 指导教师 2011年12月29日机械设计课程设计任务书学生姓名 专业班级 学 号 指导教师 职 称 教研室 题目 设计带式运输机传动装置 传动系统图：原始数据：运输带工作力矩t/(nm)运输带工作速度卷筒直径d/mm6100.9360工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为要求完成：1.减速器装配图1张（a0）2.零件工作图3张（箱体、齿轮和轴）。3.设计说明书1份，6000-8000字。目录1 传动装置总体分析41.1 原始数据41.2 方

2、案分析42 电动机的选择及传动比的分配62.1 电动机的选择62.1.1 传动装置的总效率62.1.2确定电动机转速62.1.3工作机所需的输入功率62.1.4确定电动机型号72.2计算总传动比及分配各级的传动比72.2.1总传动比72.2.2分配传动装置传动比72.3 传动装置的运动和动力参数计算82.3.1各轴转速的计算82.3.2各轴输入输出功率的计算82.3.3各轴的输入输出转矩的计算83 v带设计93.1确定计算功率103.2选取v带带型103.3确定带轮的基准直径并验算带速v103.4确定v带的中心距和基准长度103.4计算带的根数113.5计算压轴力123.6 v带齿轮各设计参数

3、附表124 齿轮的设计134.1高速级齿轮传动的计算设计134.1.1.选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数134.1.2.按齿面接触疲劳强度设计144.1.3.按齿根弯曲疲劳强度设计164.1.4.几何尺寸计算194.2 低速级齿轮传动的设计194.2.1.选材194.2.2.按齿面接触强度设计204.2.3.按齿根弯曲疲劳强度设计224.2.4.几何尺寸计算245传动轴承和传动轴的设计255.1求出相应的值255.2传动轴承的校核285.3轴上零件的周向定位315.4确定轴上圆角和倒角尺寸315.5输入轴的设计和相关参数325.5.1输入轴的设计325.5.2输入轴(高速轴)的相关参数

4、325.6中间轴的设计和相关参数335.6.1中间轴的设计335.6.2 中间轴的相关参数336校核356.1 输出轴上的键的强度校核356.2轴承的强度校核356.2.1 输出轴轴承的校核357箱体的设计及其附件的选择387.1 箱体的设计387.2联轴器的选择397.3轴承的选择397.4润滑方式的选择397.4.1高速级齿轮的圆周速397.4.2滚动轴承的润滑397.4.3齿轮的润滑407.4.4密封方式选取407.5 减速器附件的选择401）通气器402）油面指示器403）起吊装置404）放油螺塞装置405）窥视孔及视孔盖406）键的选择40设计小结41参考资料421 传动装置总体分析

5、1.1 原始数据（1）运输带工作拉力 ；（2）运输带工作速度 ；（3）卷筒直径 ；（4）卷筒工作效率 =0.96；（5）工作寿命 10年单班制；（6）工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动。（7）传动系统图图1-11.2 方案分析本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级斜齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最

6、为广泛的机构之一。本设计采用的是展开式两级直齿轮传动。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2 电动机的选择及传动比的分配2.1 电动机的选择2.1.1 传动装置的总效率其中为工作机传动效率。为了计算电动机所需功率,需确定传动装置总功率。 ,设各效率分别为：、1（v带传动效率）、2（滚子轴承）、3（闭式齿轮传动效率）、（联轴器效率），查表得：，,。则传动装置的总效率为：,2.1.2确定电动机转速查表2-1,表2-2得,所以,电动机的转速为2.1.3工作机所需的输入功率=；工作机所需要的有效功率为电动机所需功率为： 。2.1

7、.4确定电动机型号根据动力源和工作条件，选用y系列三相异步电动机。使电动机的额定功率p （11.3）p ，由查表19-1,得电动机的额定功率 p5.5kw，电机型号有三种，现将三种方案列表如下表1-1 三种电动机的数据比较方案电动机型号额定功率（kw）同步转速满载（）价格电机重量1y112m-4415001440低轻2y132m1-641000960低轻3y160m1-84750720中中由上表的性价比和整体传动比综合考虑，可知方案2更好，装置结构紧凑，因此选用方案2。2.2计算总传动比及分配各级的传动比2.2.1总传动比2.2.2分配传动装置传动比=0为使带传动外廓尺寸不致过大,初步取0，则

8、减速器传动为/0=20/2.8=7.142.2.3分配减速器的各级传动比按展开式布置,考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,取所以：2.3 传动装置的运动和动力参数计算2.3.1各轴转速的计算2.3.2各轴输入输出功率的计算=3.876kw2.3.3各轴的输入输出转矩的计算将各轴的运动和动力参数列于下表：各轴的运动和动力参数轴名转速(r/min)转矩（）传动比i效率输入输出电动机轴轴轴滚筒轴960342.86107.144848103.64315.28668.34668.3439.8101.57308.97654.97654.972.800.953.200.952.230.951.000.97

9、3 v带设计3.1确定计算功率由表8-7查得工作情况系数，故3.2选取v带带型根据、由图8-11选用a型。3.3确定带轮的基准直径并验算带速v1）初选小带轮的基准直径。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径；2）验算带速v；按式8-13验算带的速度 ；因为5m/sv30m/s,故带速合适；3）计算带轮的基准直径；根据式8-15a，计算大带轮的基准直径；根据表8-9取d=355mm.3.4确定v带的中心距和基准长度1）根据式8-20 初定中心距;2）由式8-22计算带所需的基准长度+(+)+(- )/4=1976由表8-2选带的基准长度；3)按式8-23计算实际中心距由式8-24 得中心距的变

10、化范围为553-640。4）验算小带轮上的包角。3.4计算带的根数1）.计算单个v带的额定功率由，查表8-4得。根据查表8-6得，表8-2得,于是2）计算v带的根数z所以取4根。3）计算单根v带初拉力的最小值由表8-3得a型带的单位长度质量所以3.5计算压轴力3.6 v带齿轮各设计参数附表(1).各传动比v带高速级齿轮低速级齿轮2.83.22.23(2).各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)342.86107.144848(3). 各轴输入功率 p（kw）（kw）（kw）(kw)3.7213.5373.3623.262(4). 各轴输入转矩 t(knm)(knm)

11、(knm) (knm)103.64315.28668.34668.34(5). 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z125355582194044 齿轮的设计4.1高速级齿轮传动的计算设计4.1.1.选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）输送机为一般工作机械,故选用8级精度。（3）材料选择 ,有表10-1 选择小齿轮材料为45cr（调质），硬度为280hbs。大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。（4）选小齿轮齿数， 则：取。（5）初选螺旋角。4.1.2.按齿面

12、接触疲劳强度设计按式（10-21）计算 （1)确定公式内的各项数值试选载荷系数 查图10-30选取区域系数由式10-21计算接触疲劳强度1=arctan(tann/cos)=arctan(tan20。/cos14。)=20.562。at1=arccosz1cos1/(z1+2han*cos)=arcos24cos20.562。/(24+21cos14。)=29.974。at2=arccosz2cos1/(z2+2han*cos)=arcos77cos20.562。/(77+21cos14。)=24.495。 z1(tanat1-tant)+ z2(tanat2- tant)/2=1.641dz

13、1tan=1.905=0.670小齿轮传递的转矩表10-7选取齿宽系数。查图10-21d，按齿面硬度查取齿轮的接触疲劳强度极限小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮接触疲劳强度极限。查图10-19得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为s=1，由式（10-14） 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即许用接触应力 =523(2)计算计算小齿轮分度圆直径 =49.525mm(3)调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度v=计算齿宽b计算载荷系数kh查表10-2得：使用系数；根据、8级精度，查图10-8得动载系数；齿轮的圆周力:ft1=2t1/d1t=21.017105/4

14、9.525=4.107103 nft1/b=14.107103/49.525=82.93 n/mm100 n/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数=1.4查表10-3得；查表10-4用插值法查得8级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,则载荷系数为kh=11.101.41.419=2.185查表10-13根据、得：故载荷系数由式10-12,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径：即相应的齿轮模数mn=d1cos/z1=2.3804.1.3.按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-17）试算齿轮模数,即 （1）确定公式中的各参数值.试选载荷系数=1.3由式10-18,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数=arct

15、an(tancost)=arctan(tan14。cos20.562。)=13.140。=/cos2=1.641/ cos213.140=1.730=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.730=0.778由式10-19,可得计算弯曲疲劳强度得螺旋角系数=1- /120。=1-1.90514。/120。=0.778计算.由当量齿数=/cos3=24/cos314。=26.27,=/cos3=77/cos314。=84.29查图10-17,地齿形系数=2.62, =2.22.由图10-18查得应力修正系数=1.6, =1.78.由图10-24c查得小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为.由图10

16、-22查得弯曲疲劳寿命系数,取弯曲疲劳安全系数s=1.4.由式10-14得=0.0138=0.0165因为大齿轮的大于小齿轮,所以取=0.0165（2）试算齿轮模数.=(3)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度.=/cos=1.56024/cos14。=38.586尺宽.=d=138.586=38.586齿高及宽高比/.=(2an*+cn*)=(21+0.25)1.560=3.51/=38.586/3.51=10.992)计算实际载荷系数根据=0.69,8级精度,由图10-8查得动载系数=1.07由=2/=21.017105/38.586=5.271103,/=15.27110

17、3/38.586=136.60/100/查表10-3得载荷分配系数=1.4.由表10-4用插值法查得=1.462.结合/=10.99查图10-13,得=1.29,则载荷系数为=11.071.41.29=1.933)由式10-13,可得按实际载荷系数算得的齿轮模=1.560=1.780对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。故可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值，而按接触强度算得的分度圆直径=58.883来计算应有的齿

18、数。于是有，取 取与互为质数4.1.4.几何尺寸计算（1）中心距计算将中心距圆整为125, .（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。由于值变化不大，故参数， k,不必再进行修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度，圆整后取 4.2 低速级齿轮传动的设计4.2.1.选材(1)选择精度等级，材料及齿数。小齿轮：40cr调质后表面淬火 ，硬度为280hbs大齿轮：45号钢调质处理，硬度为240hbs根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，因运输机为一般工作机器速度不高，故选用8级精度。(2)初选齿数初选小齿轮齿数为z1=24 则z2=z1i1=53.52, 取=54(3)初选螺旋角为压力角=2

19、0。4.2.2.按齿面接触强度设计（1）按式试选载荷系数=1.3,由图10-20,查取区域系数=2.433由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数1=arctan(tann/cos)=arctan(tan20。/cos14。)=20.562。at1=arccosz1cos1/(z1+2han*cos)=arcos24cos20.562。/(24+21cos14。)=29.974。at2=arccosz2cos1/(z2+2han*cos)=arcos54cos20.562。/(54+21cos14。)=24.495。 z1(tanat1-tant)+ z2(tanat2- tant)/2=1

20、.615dz1tan=1.905=0.678计算小齿轮传递的转矩9.551063.47/107.14=3.09105/由式10-23可得螺旋角系数,=0.985计算接触疲劳许用应力,由图10-23查取接触疲劳寿命系数=0.90=0.95,取失效概率为1,安全系数=1, 由式（10-14）得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即许用接触应力 =523(2)计算计算小齿轮分度圆直径 =73.895mm(3)调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度v=计算齿宽b计算载荷系数kh查表10-2得：使用系数；根据、8级精度，查图10-8得动载系数；齿轮的圆周力:ft1=2t1/d1t=23.09105/

21、73.895=8.363103 nft1/b=18.363103/73.895=113.18 n/mm100 n/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数=1.4查表10-3得；查表10-4用插值法查得8级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,则载荷系数为kh=11.101.41.419=2.185故载荷系数由式10-12,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径：即相应的齿轮模数mn=d1cos/z1=3.5524.2.3.按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-17）试算齿轮模数,（1）确定公式中的各参数值.试选载荷系数=1.3由式10-18,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数=arctan(tancost)=

22、arctan(tan14。cos20.562。)=13.140。=/cos2=1.615/ cos213.140=1.703=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.703=0.0.690由式10-19,可得计算弯曲疲劳强度得螺旋角系数=1- /120。=1-1.90514。/120。=0.778计算.由当量齿数=/cos3=24/cos314。=26.27,=/cos3=54/cos314。=59.108查图10-17,地齿形系数=2.62, =2.22.由图10-18查得应力修正系数=1.6, =1.78.由图10-24c查得小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为.由图10-22查得弯曲疲劳

23、寿命系数,取弯曲疲劳安全系数s=1.4.由式10-14得=0.0138=0.0165因为大齿轮的大于小齿轮,所以取=0.0165（2）试算齿轮模数.=(3)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度.=/cos=2.26624/cos14。=56.042尺宽.=d=156.042=56.042齿高及宽高比/.=(2an*+cn*)=(21+0.25)2.266=5.0985/=56.042/5.0985=10.992)计算实际载荷系数根据=0.314,8级精度,由图10-8查得动载系数=1.07由=2/=23.09105/56.042=1.103104,/=11.103104/56.

24、042=196.77/100/查表10-3得载荷分配系数=1.4.由表10-4用插值法查得=1.462.结合/=10.99查图10-13,得=1.29,则载荷系数为=11.071.41.29=1.933)由式10-13,可得按实际载荷系数算得的齿轮模=2.266=2.585对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。故可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值，而按接触强度算得的分度圆直径=87.859来计算应有的齿数。于是有

25、，取 取与互为质数4.2.4.几何尺寸计算（1）中心距计算将中心距圆整为125, .（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。由于值变化不大，故参数， k,不必再进行修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度，圆整后取 （齿顶圆直径齿根圆直径，）5传动轴承和传动轴的设计5.1求出相应的值(1)求输出轴上的功率p，转速，转矩p=3.91kw =50.77r/min=735.48nm 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=288 而 f=f= ff= ftan=50180.256=1285n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图示: 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的

26、最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取lt7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250nm,半联轴器的孔径 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据选用型号为30212型.其尺寸ddtb=6011023.7522 (4) 求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,课程设计127页.对于30212型圆锥滚子轴承,a=22.4mm,因此,做为简支梁的轴

27、的支承跨距.传动轴总体设计结构图:5.2传动轴承的校核(1) 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据 d=64mm t=735.48=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60mp 判断危险截面截面a,b只受扭矩作用。所以a b无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面c上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面c上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故c截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比

28、过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.2 截面左侧。抗弯系数 w=0.1=0.1=21600抗扭系数 =0.2=0.2=432000截面的右侧的弯矩m为 截面上的扭矩为 =735.48截面上的弯曲应力截面上的扭转应力=轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.32轴性系数为 =0.85k=1+=1.82k=1+（-1）=1.27所以 综合系数为： k=2.8k=1.64碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数s=26.91s13.79s=1.5 所以它是安全的3截面右侧抗弯系数 w=0.1=0.1=26214.4抗扭系数 =0.2=0

29、.2=52428.8截面左侧的弯矩m为 m=78716.3截面上的扭矩为 =735480截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力=k=0k=所以 综合系数为：k=2.8 k=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数s=31.83s13.26s=1.5 所以它是安全的5.3轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。根据由课程设计p122表14-24查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，；同样，齿轮与轴的联接，选用平键为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。5.4确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为2.05.5输入轴的设计和相关参数

30、5.5.1输入轴的设计图5-25.5.2输入轴(高速轴)的相关参数输入轴上的功率，转速，转矩=3.721 kw =342.86 r/min =103.64 nm =62.41mm f=f= ff= ftan=1241.640.236=292.82n选取轴的材料为45刚,调质处理，取，于是得。i-ii轴上的平键为。5.6中间轴的设计和相关参数5.6.1中间轴的设计图5-35.6.2 中间轴的相关参数 f=f= ff= ftan=1681.57n选取轴的材料为45刚,调质处理，取，于是得ii-iii轴上平键为 ，iv-v轴上平键为 。6校核6.1 输出轴上的键的强度校核i-ii轴上的键，l=70m

31、m连接强度计算，根据式查表得，因为，故键槽的强度足够。vi-vii轴上的键，l=80mm 连接强度计算，根据式查表得，因为，故键槽的强度足够。其它轴上的键的验算方法同上，经过计算可知它们均满足强度要求。6.2轴承的强度校核6.2.1 输出轴轴承的校核轴上齿轮受力情况如图所视切向力径向力轴向力图7-1所以，同理，取同理,该轴可以满足设计要求7箱体的设计及其附件的选择7.1 箱体的设计箱座壁厚：，取 。箱盖壁厚：，取。箱座、箱盖、凸缘的厚度：b=b1=,取b=b1=12mm箱底座凸缘的厚度：b2=2.5，b2=20mm箱座、箱盖的肋厚：取m=8mm地脚螺钉的直径： 取df=20mm；数目：n=4轴

32、承旁联接螺栓的直径：，d1=14；箱盖、箱座联接螺栓的直径：，取d2=10 mm，间距l=150-200mm轴承盖螺钉的直径：，取d3=8 mm；窥视孔盖板螺钉的直径：，取d4=6mm;定位销直径：d=10mm轴承旁凸台的半径：至箱外壁的距离：至凸缘边缘的距离：。外箱壁到轴承座端面的距离：=42mm。齿轮顶圆与内箱壁距离：，取：=12mm。齿轮端面与内箱壁距离：，取：=16mm。轴承盖外径：（其中，d为轴承外径，为轴承盖螺钉的直径）。高速轴：中间轴：低速轴：7.2联轴器的选择,所以联轴器的计算转矩查表14-1，取，则，查标准gb/t 5014-1995，选用hl4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250，半联轴器的孔径，半联轴器的长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。7.3轴承的选择高速轴：圆锥滚子轴承30207 gb/t 297-1994，d=35mm,d=72mm,t=18.25mm,b=17mm,c=15mm；中间轴：圆锥滚子轴承3020 gb/t 297