文永备带传动课程设计说明书.

1、机械设计课程设计计算说明书装控专业 09-1 班 设计者： 文永备学 号：09024100135扌指导老师:周瑞强2011年12 月30 日广东石油化工学院机械设计课程设计任务书目录一、设计题目 3二、传动装置总体设计 3三、选择电机 4四、确定传动装置的总传动比和分配传动比 6五、计算传动装置的运动和动力参数7-3 -六、齿轮的设计七、减速器机体结构尺寸如下13八、轴的设计 16九、联轴器的选择 32十、润滑方式的确定 33十一、其他有关数据 33十二、参考资料 33设计题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1. 工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期

2、限为 8年，输送带速度容许 误差为5%2. 己知条件：输送带拉力：F= 2300 N,滚筒直径为D=310 mm输送带速度为：V 2.1 m/s。二、传动装置总体设计1. 组成：传动装置由电机、减速器、联轴器、输送带、 滚筒组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分 布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 带设置在高速级。其传动方案如下：三、电动机选择0=0.871 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封 闭式丫(|P44)系列的电动机。R=5.03W2 .电动机容量的选择1) 工作机所需功

3、率PwPw= Fv/1000 nu=2300X 2.1/(1000 X 0.96)=5.03 KW2) 电动机的输出功率Pd= Pw/n :. kWn：= 1 ： 2 42 5-49 -Pd =5.53Kr min其中：1 带传动效率：0.96一每对滚子轴承的传动效率：0.988级精度圆柱齿轮的传动效率：0.98:弹性联轴器的传动效率：0.99、一卷筒的传动效率：0.96则总的效率：42422n = 12345=0.960.980.980.990.96 = 0.87Pd= Pw/n ：=5.03/0.87=5.53kW从表19-1中可选出额定功率为7.5kw的电动机。3 电动机转速的选择卷筒轴

4、转速为 n=60 X 1000v/(二 D)=60X 1000X 2.1/(3.14 X310)=129.44r/mi n按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i =840,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为i a =840。故电动机转速的可选范围为：nd = i a X n=(8-40) X 129.44=1035.56 5177.6 r/min可见，电动机同步转速可选 1500r/min和3000r/min两种。根据相同容量的三种转速，从表19-1中查出两个电动机型号，nmla =其中总传动比为：。式中nm-_电动机满载转速,r/min ；nw_工作机转速，r/mi

5、n.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2 之间满足 i1= (1.31.5)i2. 表中取 i仁 1.4 x i2;i=i2 x i2 x 1.4. 两种不同的传动比方案：方案电动机型号额定功率 Ped kW电动机转速r/mi n传动装置的传动比i总二 11h =3.80同步转速、卄 +、，满载转速总传动比高速i 1低速i 221Y 132S2-27.53000144011.123.802.93i2=2.932Y 132M-47.51500292022.553.975.56.12n2 =378.93n3 =129.33n4 =129.33minmin min min

6、4. 电动机型号的确定由表191查出电动机型号为丫 132M-4,其额定功率为7.5kW,满载转 速1440r/min。基本符合题目所需的要求。四、计算总传动比及配各级的传动比1. 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i 总=门口/nw=1440/129.44=11.122. 传动比分配分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近 以便润滑.(浸油深度)i总=i减=i高*i低=门口/门可i减减速器传动比i高一一减速器内高速级传动比i低一一减速器内低速级传动比n电动机满载转速nw 工作机转速i高=1.4* i低，i 低x i高=

7、i总由上表可得：i 高=i1=3.80; i 低=i2=2.93 。速度偏差为0.2%5%,，所以可行。五、传动装置运动参数及动力参数的计算1、计算各轴转速I 轴n1= nm/1=1440 r/minII 轴 n2= n1/i高=1440/3.91=378.93/minIII 轴n3=n2/i低=368.29/2.97=129.33 r/mi n滚筒n 4=n3=129.33 r/mi n2、输入功率：电动机轴：Pd=5.53kwI 轴：P I = Pd x n =5.53 x 0.99=5.47kwII 轴：P I I= P Ix rgx n3=5.47 x 0.99 x 0.98=5.31

8、kwIII 轴:pIII= P I Ix rgx n3=5.176 x 0.98 x 0.97=5.15 kw滚筒:p IV = pIII x rgx n4=5.15 x 0.98 x 0.99=5.03 kw3、轴扭矩电动机轴：Td=9550x Pd/nm=9550X 5.53/1440=36.67 (Nm)I 轴：TI= 9550 x PI/ n1=9550 x 5.47/1440=36.28 (Nm)II 轴：TII= 9550 x PII/n2=9550 x 5.31/378.95=133.82 (Nm)III 轴：TIII=9550 x pIII/n3=9550 x 4.92/129

9、.33=380.29 (Nm)5 =5.47P2P3P4-5.03=36.28T2Td= 133.-380.2= 36.67六、齿轮的设计1、高速级大小齿轮的设计： 材料：高速级小齿轮选用45二钢调质处理，齿面硬度为250HBS高速级大齿轮选用45祥冈正火，齿面硬度为200HBS 查课本第77 页表 4.19-3、4.21-3 得：=600Mpa,cF =450Mpa查课本表 4-10 得：。Sh =1.25, Sf =1.6 ；故 -H = 6 / SH =600/1.25=480Mpa；F =.=450/1.6=281.25 MpaSF按齿面接触强度设计：7级精度制造，查课本第67页表4-

10、5、4-7得：载荷系数K =1.2，齿宽系数d取0.8 ；查课本第 69页表4-6得弹性系数Ze =188,区域系数Zh取2.5，计算直径：由课本第87得:“2kT 皿）23 2 1.2上36.28丫（3.8工 1） V0.8 汉3.8188 2.5480）2 1000二 50.89mm设乙1 =27，口二=50.89/25=1.88，取 m=2由 * 二 mZ =2X 27=54mm, Z2 卡=3.8 X 24=102.6=103;6 =480Mpa；：f二 281.25Mpac1 -50.89mm* = 54 m mZ1 =27Z2 =103d2 = 206 mmb| =45mmb2=5

11、0mmi =3.81d2 =mZ2 =2X 103=206mmYf =2.93齿宽：bi =ddi =0.8 x 54=43.2mm取b =45mm 考虑咼速级大齿轮Ys =1.5与低速级大齿轮相差不大，大齿轮取=45mm小、齿轮取50mm.6实际传动比：i -乙=103/27=3.81Zi传动比误差：(3.81-3.8 ) /3.8 x 100%=0.26%f =10验算轮齿弯曲强度：5.28Mpa查课本第73页表知：Yf=2.93 Ys-1.56按最小齿宽了 b-35计算：V = 3.02kTYsYF6 =_=2X 1.2 X 36.28 x 1.56 x 2.93 x 1000/ (35

12、x 2X 2X 27) bm Z11m/s=105.28Mpa 80.22mm二f F =450/1.6=281.25 MpaSf按齿面接触强度设计：7级精度制造，查课本第67页表4-5、4-7得：载荷系数K =1.2，齿宽系数d取0.8 ；查课本表4-6得弹性系数Ze =188，区域系数Zh取2.5，计算直径:由课本第171页式11-3得:-3号 uu1仁H)23 2 1.2 133.82 (2.93 1) !000 严 25)2 = 80.22mm4800.8 2.93Z3=45 d3 = 90mmZ4 = 135 d4 =270 b3 =75m mb4=80mmi =3d设 Z3=45,

13、 m-1 =80.22/45=1.78，取 m=2乙由 d3 二 mZ3=2X 45=90mm, Z4 =iZ3=2.98 X 45=134.1,取 135;；F 二 125.47Mpa4 二 mZ4 =2 X 135=270mm齿宽：b3 =G d3=0.8 X 90=72mm取 b3 =75mm考虑低速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大，大齿轮取b3=75mm小、齿轮取80mm.实际传动比：i =三=135/45=3Z3传动比误差：(3-2.98 ) /2.98 X 100%=0.67%验算轮齿弯曲强度：查课本第 173、174 页表 11-8、11-9 得：Yf =2.93 丫$ = 1.5

14、6按最小齿宽了 b-75计算：2kTY Y升 =2X 1.2 X 133.82 X 1.56 X 2.93 X 1000/ (65X 2X 2Xbm Z345)=125.47Mpa1.210与内箱壁距离齿轮端面与 2 cr15内箱壁距离d1 =38mmL1=82 mm箱盖，箱座mi,mm 0.81, m 吒 0.85J10肋厚轴承端盖外D2D2 =D +(55.5 )120（1轴）d2 =39mm径d3130（2轴）L2=150（3轴）50mmd3 =40mmL3 =27md4 =46mmL4 =90mmd5 =49mmL5 =50mmd6 =46mmL6 =8mmd7 =40mmL7 =27

15、mmFt = 1343.7NFr = 489.1Nf = 270NF2V = 219N八、轴的设计：1、高速轴设计：1）、材料：选用45号钢调质处理。查课本第127页表6-1 取.=35Mpa, C=115。各轴段直径的确定：根据课本第 245页式14-2_ C % mm式中：P轴所传递的功率，KWn轴的转速，r/minC 由轴的许用切应力所确定的系数得： _C3 R =115 3 5.47 =17.94mm恫1440查课程设计课本第194页得到电动机轴径d=38,所以取d1 =38mm查课程设计课本第146页联接器型号结合考虑得第一段轴长为82mm L1=82mmd2取39mm查课程设计课本

16、第282页结合计算得L?=m+e+2=0mmd3取40mm查课程设计课第130页表15-3,选用6009轴承，得轴承宽度为b=15mm,所以取d3=40mm L3=27mmd4取46mm因为d4要与中间轴中小齿轮相对齐，所在取，L4=90mm1 M av = 28.3N.md5为小齿轮直径，所以d5=49mm Le为小齿轮宽度，即L5 =50mn d6为轴肩直径，其值要比装轴承的直径段大，所以取d6=46, Le取8mmM aV = 28N.md7为装轴承和轴套段，结合 d3取d7=40mm L7 =15+15-3=27mm其中，d5为齿轮轴。2)、校核该轴和轴承：Li=82mm l2 =50

17、mm L3 =27mrp L4=90mmL5 =50mm L6 =8mm L7=27mmLi= 104mm L 2=129mm L=47mm2Ti作用在齿轮上的圆周力为：Ft =2 X 36.28 Xd11000/54=1343.7N径向力为 Fr = FJg =1343.7 X 0.364=489.1N求垂直面的支反力:F 1vl2Fr=(129 X 489.1”(104+129)=270Nh T2F1H 二 744NF2h = 600N7N.m7 N.mF1F 二 464NF2v=Fr -F1V=489.1-270=219N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图:F2厂 2764NMav =F2vl

18、2=219X 129/1000=28.3N.mMav 二 F(1=270X 104/1000=28 N.m求水平面的支承力：由 Fih(Ii +12)=F2得F1H 12 Ft=129X 1343.7心29+104)=744 NF2H =Ft F1H =1343.7-744=600N求并绘制水平面弯矩图：MaH =F1Hh=744X 104/1000=77N.mMaH =F2Hl2=600X 129/1000=77 N.m求f在支点产生的反力：l3F卩仆=47X 2300/(104+129)=464NF2f+F =464+2300=2764N求并绘制F力产生的弯矩图：M2f =FI3=2300

19、X 47/1000=108N.mM；f =RfI1=464X 104/1000=48N.mF在a处产生的弯矩：MaF =F1Fh=464X 104/1000=48N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把MaF与JM；+MaH直接相加。Ma = Ma； +Jm av +M；h =48+ d4=40mmd所以该轴是安全的。F1 二 1255NFr2 = 3024N3) 、轴承寿命校核:轴承寿命可由式订鸞初进行校核由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P二Fr ,查课本166页表7-7,9 ,Lh = 8.63年10 取 ft =1, fp = 1.2,取；=3按最不利考虑，则有：Fn日2 F1HF1

20、f =、2702 7442 +464= 1255NFr2F： F2： F2F = 2192 6002 +2764=3024.7Nl0： Cpfp10660 1440申3七3十2910 =8.63 年8 年J.2X3758.1 y因此所该轴承符合要求十_上_十b x h xI:12 x 85）、键的设计与校核：x 63由课程设计表122页14-24可查的，由于公称直径d=38mm在 384）、弯矩及轴的受力分析图如下:44范围内，故di轴段上采用键b h : 12X 8,采用A型普通键：键校核.为Li=80mm综合考虑取I =63得4Tidlh 丨=36.28x 1000/38x 63 x(50

21、-10)=2.59Mpa8轴承使用寿命在年范围内，所以该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下:Fr1 =4012NFr2 = 653, 皿广31076. 5.6 mm0.1丨.0.1 60因为d1 =30mm，所以该轴是安全的。3）、轴承寿命校核:轴承寿命可由式L1eCfl） h进行校核，由于轴承主要 60n PfP承受径向载荷的作用，所以P =斤，查课本279页表16-8,9，10 取 ft =1, f p =1.1 取；=3按最不利考虑，则有：Fr1F： F1HFt2=、6212 3484.42 +472.9=4012NF2F2： F22h Ft3=i 1981.82 6265.7

22、2 +3076.1= 6547N47NFPreM oVn仁轴2Lh = 8.2年5）、键的设计与校核：由课程设计表122页14-24可查的，由于公称直径d=57mm在50 58范围内，故d2、d4轴段上采用键b h : 16X 10,采用A型 普通键：键校核：根据挤压强度条件，因为l2 =43mm综合考虑取I =36mn得4T2dlh J p】=4133.82X1000/57X 43 X(50-10)=2.94Mpa0所以该轴是安全的。（5）.轴承寿命校核。轴承寿命可由式Lh ： 10= 60n（C；：）；h进行校核,60n由于轴承主要M am =175.3承受径向载荷的作用，所以P二斤，查课

23、本279页表16-8,9 ,10 取 ft =1, fp =1.1 取；=3按最不利考虑，则有:P =F=非十陰 +F1F =j275.3h +7649.3& +1954.17 = 9608.48N血106 Cft *1061 汉 66.0汉 103 3h则 Lh (七)加x()316.98年60n3 PfP60x59.98 1.2x308.25该轴承寿命为16.98年，所以轴上的轴承是适合要求的。(6)弯矩及轴的受力分析图如下：Me= 254.8N.md 狂 14.28mmP = F=96Lh =16.98年(7)键的设计与校核：因为di=50mm由段装联轴器，由课程设计表122页14-24可查的, 由于公称直径d=50mm在 5058范围内，故di轴段上采用键 b h : 16X 10,采用A型普通键：键校核：根据挤压强度条件，因为L1 =100mm综合考虑取l =80mn得4T3dlh4謨T37MpJ所以所选键为b x hx 1:16 x 10x 80l:16 x 10x 80因为ds=53mn,这一轴段装夹齿轮，参考