带式运输机传动装置设计课程设计

1、机械基础综合课程设计说明书设计题目：带式运输机传动装置设计学院：机械工程学院专业年级：12 级姓名：宋东宪班级学号：机设12-01-10指导教师：杨秋晓二一四年九月十日目 录一、课程设计任务书及其方案拟定- 1 -二、电动机地选择- 2 -三、计算总传动比及分配各级地传动比- 2 -四、运动参数及动力参数计算- 3 -五、传动零件地设计计算- 3 -六、轴地设计计算- 10 -七、滚动轴承地选择及校核计算-18-八、键地选择计算- 22 -九、联轴器地选择及校核计算-23-十、减速箱地附件选择-23-十一、润滑方式地确定-24-十二、心得体会- 24 -十三、参考文献- 25 -一、课程设计任

2、务书及其方案拟定1、题目：带式运输机传动装置设计2、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动；使用期10 年，每年300 个工作日，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%.3、原始数据：表 1.1 已知数据题号10-10运输带拉力 F(KN)2.5卷筒直径 D(mm)280带速 V(m/s)1.64、传动方案：1-电动机； 2-联轴器； 3-圆锥 -圆柱齿轮减速器；4-卷筒； 5-运输带题目 A 图 1.1 带式运输机传动示意图1）选择电动机，进行传动装置地运动和动力参数计算.2）进行传动装置中地传动零件设计计算.3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴地

3、零件工作图.4）编写设计计算说明书.二、电动机地选择1、电动机类型地选择电动机分交流和直流电机两种.由于直流电机需要直流电源，结构较复杂，价格较高维护不方便，因此用交流电动机，一般用三相交流电源 .交流电机有异步和同步电机两类.异步电机有笼型和绕线型，其中一普通笼型异步电机应用最多.其机构简单、工作可靠、价格便宜、维护方便 .从工作要求、经济和实用角度考虑以及用Y 系列 380v 三相笼型异步电动机 .2、电动机功率选择1）电动机至运输带地传动总效率为总222 (2.1)123456式中 、 、 、 、 分别为轴承、圆柱齿轮传123456动、圆锥齿轮传动、联轴器、卷筒地效率.由机械设计综合课程

4、设计指导表2-4 查得：圆锥滚子轴承（一对）=0.98 ；深沟球轴承（一对）2=0.99；圆柱齿轮1传动 3 =0.97 ；圆锥齿轮传动4 =0.96 ；弹性联轴器5 =0.98 ；卷筒轴滑动轴承6=0.97；传动装置地总效率：222总0.990.970.96 0.980.960.8081 0.982）工作机所需工作功率：25001.6PwFv4 kW10003）所需电机功率：PdPw45 kW (2.2)总0.8081因载荷平稳，电机额定功率Ped 略大于 Pd 即可，由机械设计综合课程设计指导第六章Y 系列电动机技术数据，选电机地额定功率Ped 5.5kW.3、 确定电动机转速计算滚筒工作

5、转速nw601000v6010001.6D3.14280109.2r / min (2.3)根据机械设计综合课程设计指导P19 表 2-4 推荐地传动比合理范围，取圆锥圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围，ia =8-15. 故电动机转速地可选范围为：n电机i an滚筒8-15109.2873.6 1638r / min （ 2.4）由机械设计综合课程设计指导第六章相关资料查得，符合这一范围地同步转速有1000r/min ， 1500 r min 即进行比较选定电机型号为Y132M2-6 ，其主要性能：额定功率Ped5.5 kW 、满载转速为 nm960r / min .三、计算总传动比及分配各级

6、地传动比0.8081总Ped5.5 kWnW109.2r / min1、总传动比nm960(3.1)i 总8.79nw109.22、各级传动比分配对于圆锥 -圆柱齿轮减速器，为了便于加工，大锥齿轮尺寸不应过大 ， 为 此 应 限 制 高 速 机 锥 齿 轮 地 传 动 比 i圆锥3，一般可取i圆锥0.25 i总 0.25 8.792.19 所以取 i圆锥 =2.2；低速级圆柱齿轮传动比为 i圆柱 =4.四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n0nm960r / minn1nm960r / minn2n1960i圆锥436.36r / min （ 4.1）2.2n3n2436.36i圆柱10

7、9.2r / min4n4n3 109.2r / min2、计算各轴地功率P0Pd5kWP1P05=5×0.98=4.95 kWP2P114 =4.95 ×0.98 ×0.96=4.655kW （ 4.2）P3P223 =4.655 ×0.99 ×0.97=4.47 kWP4P352=4.470×.98 ×0.99=4.38kW3、计算各轴扭矩T0=9550 ×P0/ n0 =49.740 N m·T1=9550 ×P1/ n1 =49.24N·mT2=9550 ×P2/ n

8、2 =101.88N ·m(4.3）T3=9550 ×P3/ n3 =390.92 N m·T4=9550 ×P4/ n4 =383.04 N m·五、传动零件地设计计算(一 )高速级锥齿轮传动地设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（ 1）、选择精度等级输送机为一般工作机器，速度不高，根据教材机械设计（以下均简称教材） P210 表 10-8 选用 7 级精度（ GB10095-88 ） .（ 2）、材料选择由教材 表 10-1 选择小齿轮材料为调质钢 40Cr （调质），硬度241286取HB1 280HBS大齿轮材料为 45 号钢

9、（调质），硬度HB2 240HBS ，二者材料硬度相差 40 HBS .（ 3） .齿数选择试选小齿轮齿数 Z 1 25，大齿轮齿数Z2 25×2.2=55；n电机873.6 1638r/min电动机型号：Y132M2-6i总8.79i 圆锥2.2i圆柱4n0960r / minn1960r / minn2436.36r / minn3109.2r/ minn4109.2r/ min2 按齿面接触强度设计：（ 1）确定公式内地各计算值根据教材式 10-26：d13( Z E) 24T1（ 5.1）HR (10.5 R ) 2 u1）根据教材有：通常取R =0.25 0.35，最通常用

10、地值为R =0.35 ；转矩 T1 49240Nmm； T2101880N mm2）载荷系数 k=1.8 ；3）许用接触应力可根据教材式10-12 H= HlimkHN/SH4）根据教材式（ 10-15 ）计算应力循环次数9N1 60 n1jLh× ××（×× ×）2.765（5.2）60960128 3001010所以 N2N12.07109=1.257 ×109（ 5.3）i圆锥2.25）由教材图10-25d 按齿面硬度查得小齿轮地接触疲劳强度极限Hlim1 650MPa；齿轮地解除疲劳强度极限Hlim2 550MPa；

11、6）由教材图（10-23）查得接触疲劳寿命系数K HN1 0.89 ； K HN2 0.97）安全系数 S 1所以 H 1 = 0.89 650MPa× 578.5MPaH 2 =0.94 ×550MPa 495MPau= i圆锥 =2.2；1ZE =189.8 Mpa 2 （ 5.4）（ 2）设计计算1）所以小齿轮直径d t = 3(189.8) 241.284924085.22mm14950.35(10.50.35)22.22)计算圆周速度 VVd1t n14.28m/s1000603)计算载荷系数系数 K A =1，根据 V=4.28m/s ， 7 级精度查图表（图1

12、0-8）得动载系数 Kv =1.15查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数K HK F=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-4 得 KH=1.25 地KH KF=1.5X1.25=1.875得载荷系数KK AKVKHK H =2.1564)按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径，得K32.156d dt90.5mm3= 85.221.8KtP05kWP1 4.95kW P2 4.655 kW P3 4.47 kW P4 4.38 kWT049.740NmT149.24NmT2101.88N mT3390.92NmT4383.04NmZ1 25Z2 555）计算模数Md190 .50m3

13、.62 mmz1253 按齿根弯曲疲劳强度校核(1)根据教材公式10-23 有4KT1YFaYSa（ 5.14）m 32 z1 2 u 2R1 0.5 R1F1) 由图（10-24C）查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限：F lim 1520MPa ,大齿轮地弯曲强度极限Flim 2400MPa2)由图（ 10-22 ）取弯曲疲劳寿命系数FN 10.83FN 2 0.853)取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（ 10-12）得：F 1 =FE 1K FN10.83 520S1.4=308.28MpaF2=FE 2KFN20.85400S1.4=242.86Mpa （ 5.15）4) 选载荷系数Kft=

14、1.3Z 1Z 25）计算当量齿数Z v1cos=27.4， Z v2=133.51cos 26）查取齿形系数由表（ 10-17 ）查得： YFa1=2.562YFa2=2.15327）查取应力校正系数由表（ 10-18 ）查得： YSa1=1.604 YS 21.81688 ）计算大小齿轮地 YSaYFa ，并加以比较F YFa 1FSa12.5621.6040.0133F 1308.28YFa 2 FSa22.151.81680.016107 （ 5.16）F 2242.86所以31.3492400.016107m0.0131970.35 22522.220.3510.51=1.42mmm

15、 大于由齿面弯对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地模数曲疲劳强度计算地模数，由于齿轮地模数m 地大小主要取决于弯曲强度所决定地承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定地承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得地模数1.42，并就近圆标为标准 值 m=2 ， 按 接 触 强 度 算 得 d1 =90.5mm算出小齿轮齿数 . z1d145.25 ， 取46（ 5.17）所以大齿轮齿数m1z22.2X46=101.2 ，取 z2=102N12.765 109N 21.257 109H 1578.5H2495d1t85.22mmV=4.28m/sK=2.156m1 =3.62mmd=90.5mmF

16、 lim 1520MPa400MPaFlim 2FN 10.83FN 20.854、计算几何寸（1） d 1 = z1 m462 =92mm（2） d 2 = z2 m1022 =204mm（3） 1arccot d1 =24. 32524 19 30d2（4） 290 165 40 30（5） Rd12 1d1 2.221 109.65 mm22（6） bR R =38.37 圆整取 B2 =36mm B1 =41mm(二）低速级圆柱齿轮传动地设计计算1、选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理：选 择 小 齿 轮 材 料 为 调 质 钢40Cr （ 调 质 ） ， 硬 度 为HB1280 H

17、BS ，大齿轮材料为调质钢45 钢（调质），硬度为HB2 240 HBS ，二者材料硬度差为40HBS；2）精度等级选用7 级精度（ GB 10095 88）；3）试选小齿轮齿数 Z1 22，大齿轮齿数 Z 2 Z1i圆柱 22 488；2、按齿面接触强度设计由教材公式（ 10 9a）进行计算，即32K t T u 1ZEmm（ 5.18）d1t ·Hdu（ 1）确定公式内地各计算数值1）转矩 T2 =101880N ·mm2）试选载荷系数kt1 =1.6u= i 圆柱43）根据教材表（10-7 ）选取尺宽系数d 1.14) 由教材表（ 10-5 ）查得材料地弹性影响系数Z

18、E 189.8 Mpa 2Zv2Z 2=cos2133.5Zv1Z 1=27.4cos1F 1308.28MpaF 2 242.86MpaYFa1=2.56YFa2=2.06YSa1=1.605YSa2=1.97m=1.425)小齿轮地接触疲劳强度极限Hlim1 650Mpa ；146大齿轮地解除疲劳强度极限Hlim2 =550Mpa ；6) 根据教材式（ 10-13）计算应力循环次数：N 160n2 jLh×××（×× ×）1.25610960 436.3612830010N2= N11.256109/4=0.314109（ 5.1

19、9）i圆柱7) 由教材图 10-23 查得接触疲劳地寿命系数：KHN1=0.90 KHN2=0.958) 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.0 ，由公式（ 10-12）得： H1= Hlim1 KHN1/SH=650× 0.90/1.0Mpa=585Mpa H2= Hlim2 KHN2/SH=550× 0.95/1.0Mpa=553.75Mpa（ 5.20）z2=102d 1 =92mmd 2 =204mm1 24 19 302 65 40 30R=109.65mmB 1 =41mmB 2 =36mmH =H 2=553.75 MPa(2)设计

20、计算1）所以小齿轮分度圆直径：d1t3 1.3 1180224 1(189.8) 2=55.67mm145172）算圆周速度d1t n21.27m/s601000v 带Dn33. 14320 60601000601.0048m/s1000（ 5.21） 1.27 - 1.0 100% 0.48%1.03）运输带速度允许误差为5%，所以合理 .（5.22）齿宽 b 与齿高 h 之比b= d ×d1t =55.67mm（ 5.23）模数； m =d1t=2.455mm （ 5.24）z1齿高 :h=2.25m=5.24mm（ 5.25）4)所以b=10.62 （ 5.26）h5)计算载荷

21、系数 K10-2）查取 K A =1已知载荷较平稳，有轻微冲击，根据教材表（6)根据 v=0.92m/s， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数K v =1.08；由表 10-4 查取 K H =1.420 ；由教材图 10-13 查得 K F =1.32 ；由教材表10-3查得K Ha =K Fa =1.4 故 载荷系数K=K AKVK HK H =1×1.08 ×1.1 ×1.420=2.147（ 5.27）7) 按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径，由式（10-10a）得K3d1d1t55.672.147361.4mm （ 5.28）K t1.6kt1

22、=1.6Hlim1 650Mpa ；Hlim2=550Mpa8）计算模数mm =d161.4/22=2.7, 取标准值 m=3z1KHN1=0.903、按齿根弯曲疲劳强度计算KHN2=0.951）根据教材P201 式（ 10-5）得弯曲强度设计公式为：ui 圆柱 42KT 2YFaYSam 3（5.29）d z1 2F转矩： T2 =101880N ·mmN10.69121092）根据教材由图（10-24C）查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限FE 1 =520MpaN 20.1728109大齿轮地弯曲疲劳强度极限:FE 2 =400 Mpa3）图（10-18）取弯曲疲劳寿命系数K FN 1

23、0.86K FN 20.904）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（ 10-12）得：F 1=FE1K FN 10.86490S315.71 Mpa1.4FFE2KFN20.9420251.43Mpa （ 5.30）2S1.4K= KAK VK HK F =1×1.05 ×1.1 ×1.423=1.99 （ 5.31）5）根据教材P200 由表（ 10-5 ）查得： YFa 12.65 YFa 2 2.198查取应力校正系数由表（ 10-5）查得： YSa21.58YSa21.7866）计算大小齿轮地YSaYFa ，并加以比较 F YFa1 Y

24、Sa12.651.580.01326301F1YFa 2YSa 22.198 1.7860.01554270F 2大齿轮地数值大 .7）设计计算m321.6441180220.01454 =1.87mm1242m 大于由齿面弯对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地模数曲疲劳强度计算地模数，由于齿轮地模数m 地大小主要取决于弯曲强度所决定地承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定地承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得地模数1.87，并就近圆标为标准值 m=2，按接触疲劳强度算得地分度圆直径为61.4mm 算出小齿轮齿数z1d174. 11929. 648 故取 z1 30m2. 5大齿轮齿数

25、 z2430 120几何尺寸计算1） 中心距m z1z2a2.5 3012022155mm（ 5.32）2） 大、小齿轮地分度圆直径de1z1 m 302.5 =75mmd e2z2 m 1202.5 =300mm （ 5.33）3） 计算齿轮宽度bd d e1175 75mm（ 5.34）取小齿轮齿宽 B1=80mm, 大齿轮齿宽 B2 =75mm 计算圆周速度：d1 n23.14 61.4 436.36）v1.40m/ s（ 5.3560 100060 10004） 结构设计以 大 齿 轮 为 例 . 因 齿 轮 齿 顶 圆 直 径 大 于 160mm ， 小 于v带1.0053m / s

26、b=55.67mmm=2.455mmh=5.24mmK=2.147d161.4mmm=3500mm ，故以选用腹板式为宜.5）减速器机体结构尺寸地确定T2 =101880N ·mm名称箱座厚度箱盖厚度箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径机盖与机座联结螺栓直径表 5.1 减速器机体结构尺寸符号计算公式0.025a38110.02a38b1b11.5 1b b 1.5b2b22.5d fd f0.036a 12n 查手册d1d10.72d fd 2d 2=（0.50.6）d f结果88121220M206M14M10K=1.99轴承端盖螺钉直径

27、视盖螺钉直径定位销直径d f ， d1 ， d 2至外箱壁地距离d f ， d 2至凸缘边缘距离外箱壁至轴承端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖，箱座肋厚轴承端盖外径d 3d 3=（ 0.40.5）d fd 4d 4=（0.30.4）d fdd =（0.70.8） d 2C1查手册表 112C 2查手册表 112l 1l 1 =C1+C 2+（ 510）11 >1.222>m1 , m m10.85 1 , m 0.85D2D2D +（55.5 ）d 388826201424144010107772（1 轴）85（2 轴）115（ 3 轴）YFa12.65YFa

28、22.198YSa21.58YSa21.786m=1.87m=2轴承旁联结螺 SS D2栓距离12（1 轴）z13085（2 轴）z2120115（ 3 轴）六、轴地设计计算输入轴地设计计算a=187.5mmde175mmde2300mm图 6.1 输入轴示意图1、按扭距初算轴地最小直径，选取轴地材料为45#钢，调质处理根据教材 P370表153取A0112d minA0P134.953112 19.35 mmn1960即 dmin=19mm 有键槽将直径增大 4-5% ，则d=19 ×（ 1+5%） =19.95mm所以 d=20mm（ 6.1）2、轴地结构设计a) 轴上零件地定位

29、，固定和装配二级减速器中可将齿轮安排在箱体前端，相对两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接 .两轴承分别以轴肩和套筒定位 .b) 确定轴各段直径和长度由手册查得 C=1.5mm h=2C=3mm因为输出轴地最小直径显然是安装联轴器输出轴地直径，联轴器地计算转矩Tca=KAT1 ，查教材P351 表 14-1，取 KA=1.3 则：Tca=KAT3=1.3 ×453.307=589.299N m·.查标准GB/T4323-2002 选 LT8 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N·m，半联轴器孔径d=24mm ，半联轴器长度L=1

30、12mm ，L1=84mm.初选32006 型圆锥滚子轴承，其尺寸d×D×T=30mm× 55mm× 17mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁地距离 a=5mm 滚动轴承距箱体内壁地距离 s=5mm，各段长度及直径如下：1段： d130mm长度： L1 58mm2段： d 2d12h37mm长度： L250mm3 段： d3d22h40mm 长度： L325.25mm4段： d 449mm长度： L498mm5 段： d540mm长度： L524mm6 段： d661mm 长度： L635 mm 由于轴承由轴肩和

31、套筒定b=75mmv=1.40m/s结果见表位，所以轴要比轴承地宽度小2mmc) 按弯矩复合强度计算a) 求圆周力（根据教材 P198 式 10-3）2T12T1249.24103Ftmz1(1 0.5 d )3 251315.35Ndm1(1 0.5 0.35)（ 6.2）b) 求径向力 Fr ，根据教材 P189，可得FrFt tancos11385.8 tan20 cos18.43 =436.25N （ 6.3）轴向力：F 1Ft tan1 sin11385.8 tan20 sin18.43 =197.19N （ 6.4）c) 轴承所承担地力由一对圆锥滚子轴承分担扭矩 T=41.821N

32、 mFAY90Fr116.50F AY619NFBY140.8N （ 6.5）FBY90Fr26.50FAz90Ft116.50FAz1793.84NFBz90Ft26.50（ 6.6）FBz408N图 6.2 输入轴受力分析图d) 危险截面地弯矩M c1FAY0.026.5619 0.0265 16.4035N mM c2FAZ0.02651793.840.026547.54N m（ 6.7）11M c( M c21M c22 ) 2(16.4247.542 ) 250.29N m（ 6.8）M ec(MC)22（ aT）( 50.29 )2（）252 N m0.345.040（ 6.9）校核危险截面C 地强度dmin19.35mmM ec5210345MPa 60MPa （ 6.10）e0.13420.1d32所以，该输入轴地强度足够图 6.3 弯矩、扭矩图4、 输出轴地设计计算图 6.4 输出轴示意图1、按扭矩初算轴径选用 45#调质钢，硬度217255HBS根据教材 P370 表 15-3 式 15-2 取 A0112d A 3P33.068n33112 38.6 mm （6.11）060选择圆锥滚子轴承，由机械设计手册第四版第三卷得其型号为33010d140mm L182mmd247mm L250m