机械设计课程设计带式输送机传动系统的设计

1、湖南工业大学课程设计资料袋机械工程学院 学院（系、部）20132014学年第1 学期课程名称 机械设计 指导教师 银金光 职称 教 授学生姓名 张山山 专业班级机械工程1101学号509题 目 带式运输机的传动装置的设计3成 绩 起止日期2013 年12月16日2013 年12月27日目 录 清 单厅P材料名称资料数量备注1课程设计任务书共1页2课程设计说明书共1页3课程设计图纸3张45课程设计任务书20102011学年第1 学期机械工程 学院（系、部）机械工程 专业1101 班级课程名称：机械设计设计题目：带式运输机的传动装置的设计3完成期限：自2013 年12月16日至2013 年12 月

2、27 日共2 周内 容 及 任 务一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=4200N带的带速：v=1.0,滚筒宜径 375mm进行带式运输机的传动装置的设计设计几种传动方案并进行分析、比较和选择；对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案；三、设计工作量编写说明书一份。进度安排起止日期工作内容12月16日一12月17 日设计方案分析，电动机的选择，运动和动力参数设计12月18日一12月20日齿轮及轴的设计，轴承及键强度校核，箱体结构及减速 器的设计12月21日一12月25 日零件图和装配图的绘制12月26日文档排版及修改主 要 参 考 资 料银金光刘杨 主编机械设计北京交逋大学出

3、版社银金光刘杨 主编 机械设计课程设计北京交逋大学出版社指导教师（签字）：2013年 月日系（教研室）主任（签字）：2013年 月日机械设计课程设计设计说明书带式运输机的传动装置的设计（3）起止日期：2013 年12月6 日至2013 年12 月27 日学生 姓名张山山班级机工1101班学号509成绩指导教师（签字）机械工程学院（部）2013年12月26 日目录一、机械设计课程设计任务书 3二、电动机的选择 5三、传动参数的计算 7四、高速齿轮的设计 8五、低速齿轮的设计 13六、高速轴I的设计 18七、中间轴U的设计 22八、低速轴出的设计 26九、高速轴轴承的校核 30十、中间轴轴承的校核

4、 31H一、低速轴轴承的校核 32十二、各轴上键的校核 35十三、润滑和密封 36十四、设计小结 37一、机械设计课程设计任务书1 .设计任务设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减 速器。2 .传动系统总体方案(见图1)带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3,再通过联轴器4,将动力传至输送机滚筒5,带动输送带6工作c图1带式输送机传动系统简图1电动机；2 联轴器；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带3 .原始数据(见表1)设输送带最大有效拉力为F (N),输送带工作速度为v (m/s),输送机滚筒 直径为D (mm,其

5、具体数据见表1。表1设计的原始数据分组号1234567F400434334(N)0500000000000200200v0.111111(m/s)8.0.2.0.4.3.0D31344333(mrm55500005500754 .工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输 送带工作速度v的允许误差为土 5%;二班制(每班工作8h),要求减速器设计 寿命为8年，大修期为23年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V个人设计数据输送带最大有效拉力为4200F (N)输送带工作速度为1.0v (m/s)输送机滚筒直径为375D (mrm二、电动机的选择Y系列

6、电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率 高、性能好、噪声小、振动小的优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和 无特殊要求的机械上。1、确定功率(1)、工作机所需功率w FwVw /(1000 w) 取 W =0.96(2 )、电动机至工作机的总效率取圆柱齿轮传动效率1 0.98取滚动轴承传动效率 2 0.98取联轴器传动效率3 0.99故12 4 ： 0.982 0.984 0.992 0.8712 3(3)、所需电动机的功率(4) 、按电动机的额定功率选用电动机查Y系列(IP44)三相异步电动机的技术数据选定型号为Y160L-6 的电动机其额定功率为m 11KWd 5.0

7、3KW满载转速 n m 970r / min2、传动比的分配工作机输送带滚筒转速nw v/ D (1.m/s 60s)/( 3.14 0.375m)51r / min总传动比 i nm /nw 970/51 19.02取高速级传动比i14.6 低速级传动比i2 3.4三、传动参数的计算1 、各轴的转速n ( r/min )高速轴I的转速n1n m 970r / min中间轴II的转速n2n1 /i1 210.9r/ min低速轴m的转速n3n 2 /i 2 nm (/ i1i2)62.r / min滚筒轴IV的转速n4n 62r/ min 32 、各轴的输入功率P (KW)高速轴的输入功率P1

8、Pm11KW30.9910.89KW中间轴的输入功率P2P11210.890.980.9810.46KW低速轴的输入功率P3P21210.460.980.9810.05KW滚筒轴的输入功率P4P33210.050.990.989.75KW3、各轴的输入转矩T (N*m )高速轴的输入转矩T1 9550 P1 / n19550 10.89 / 970 107.22N * m中间轴的输入转矩T29550P2 /n2955010.46/210.9 471.17N * m低速轴的输入转矩T39550P3/n3955010.05/62 1548.02N * m滚筒*由的输入转矩T49550P4/n495

9、509.75/62 1501.81N * m电机轴轴I轴H轴田滚筒轴IV功率P/KW11KW10.89KW10.46KW10.05KW9.75KW转矩T/(N*m)107.22107.22471.171548.021501.81转速n/ (r/min )970970210.96262传动比i14.63.41效率；刀0.990.980.980.99四、高速级齿轮的设计1、设计参数：输入功率1 10.89KW ,小齿的转速n1 970r/min传动比ii 4.6 工作寿命8年(设每年工作300天)两班制，工作平稳2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮

10、传动(2)输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095- 88)(3)材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为280HBs大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS(4)选小齿轮齿数1 24 ,大齿轮齿数2 4,6 24 110.4取齿数为Z2110(5)初选螺旋升角14o3、按齿面接触强度设计按公式试算，即(1)确定公式内的各计算数值试选Kt1.6齿宽系数d 1小齿轮传递转矩Ti 107.22N * m 区域系数 Zh 2.433端面重合度系数1 材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa工小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600

11、MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2550MPa应力循环次数 取接触疲劳寿命系数Khni 0.90 Khn2 0.95失效概率为1%安全系数S=1许用接触应力(2)代入参数数值并计算试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽b及模数mnt计算纵向重合度计算载荷系数K使用系数Ka 1根据v=3.458m/s 7精度得动载系数按实际载荷系数校正分度圆直径计算模数4、按齿根弯曲强度设计(1)确定计算参数根据纵向重合度1.903查得螺旋影响系数Y 0.88计算当量齿数查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa查大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa查大小齿轮的疲劳寿命系数Kfni 0.85K

12、fn2 0.88计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 S=1.4查取齿形系数查取应力校正系数YFaY Sa 计算大小齿轮的f值，并比较YFa1YSa1小齿轮：J F 12.592 1.5960.01363303.57YFa2YSa2 大齿轮：F 22.164 1.806 238.860.01636大齿轮的数值比较大(2)代入参数数值并设计计算取mn按 d1 68.08 计算齿数 Z1d1COs68.08 cos14 33.03mn2取乙 33则 Z2 i1Z1 33 4.6 151.8 取 Z2 1525、几何尺寸计算(1)计算中心距将中心距圆整为a 191mm(2)按中心距修正螺旋角因为B值改变

13、不多，故参数K ZH等不必修正(3)大小齿轮分度圆乙mn 33 2d1'-； 68.14mm 取整 d1 68mmcoscos14 23 57Z2mn152 2d2 o一；一六 313.86mm取整2 314mmcos cos14 23 57(4)齿轮宽度 b dd1 68mm取整后取B2 68mm B1 73mm五、低速齿轮的设计1、设计参数：输入功率 2 10.35KW ,小齿的转速n1 210.9r/min传动比i1 3.4工作寿命8年(设每年工作300天)2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动(2)输送机为一般工作机器，速度不

14、高，故选用7级精度(GB 10095 88)(3)材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质)硬度为 240HBs二者材料硬度差为40HBS(4)选小齿轮齿数 3 24,大齿轮齿数 4 3.4 24 81.6取齿数为Z4 82(5)初选螺旋升角16°3、按齿面接触强度设计按公式试算，即(1)确定公式内的各计算数值试选Kt 1.4 齿宽系数 d 1 小齿轮传递转矩T2471 .17 N * m选取区域系数ZH 2.4端面重合度系数1材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa2小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 3 600MPa大齿轮的接触疲

15、劳强度极限Hlim4 550MPa应力循环次数取接触疲劳寿命系数Khn3 0.93 Khn4 0.98取失效概率为1%安全系数S=1许用接触应力(2)代入参数数值并计算试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽b及模数mnt计算纵向重合度计算载荷系数K使用系数Ka 1根据v=1.166m/s 7精度得动载系数按实际载荷系数校正分度圆直径计算模数4、按齿根弯曲强度设计(1)确定计算参数根据纵向重合度 2.188查得螺旋影响系数Y0.87计算当量齿数查小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE3 500MPa查大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE4 380MPa查大小齿轮的疲劳寿命系数Kfn3 0.9 Kfn4 0.95

16、计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 S=1.4查取齿形系数YFa3 2.570YFa4 2.195查取应力校正系数 YSa3 1.60YSa4 1.782计算大小齿轮的YFaYa值，并比较f小齿轮：YFa3Ysa32.57 1.6 0.01279f3321.43大齿轮：YFa4Ysa42.195 1.782 0.01517f4257.86大齿轮的数值比较大(2)代入参数数值并设计计算M mn 3按d3 110.86计算齿数Z3d3 cos mn110.86 cos16o335.5取乙 36则 Z2 iZ 36 3.4 122.4 取Z2 1225、几何尺寸计算(1)计算中心距将中心距圆整为a 2

17、47mm(2)按中心距修正螺旋角因为B值改变不多，故参数K Zh等不必修正(3)大小齿轮分度圆d3 Z3mn 360 37 112.56mm 取整 d3 113mmcos cos16 21 33Z,m_122 3d4 '-r 381.44mm取整 d4 381mmcos cos16 21 33(4)齿轮宽度 b dd3 113mm取整后取 B4 113mm B3 118mm六、高速轴I的设计1、高速轴的主要设计参数轴的输入功率P1 10.89KW 转速n1 970r/min转矩T1107.22N * m14o23 57n 20o2、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径d1 68 mm圆周力

18、Ft2Ti 2 107220di 683153.5N径向力Frtan nFt cos3153.5tan20o14o23'571185N轴向力Fa Ft tan3153.5 tan14o2357' 809.6N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0 115选择联轴器计算联轴器的转矩Tca K aT3 ,取K A 1.3则 Tca KaT3 1.3 107220 139386N*mm查标准(GB/T 5843-1986),选用YL7型凸缘联轴器 J30 60 ,其 公JB28 44称转矩为160000N*mm半联轴器的孔径d1 28mm,故取轴第一段d1 2

19、 28mm半联轴器长度L=92mm半联轴器与轴配合的轴径长度L1 44mm4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如下图为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径为d2 3 35mm ；左端用挡圈定位，取挡圈直径为D=37mm 1-2轴段的长度应比轴径长度略短一些，故取11 2 42mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承33208,其尺寸为 d*D*T=40mm*80mm*32mm,d3 4 d7 8 40mm , 13 4 17 8 32mm 3 4783 4

20、78d4 5d67 45mm123 50mm145 167mm156 73mm167 40mm(3)轴上零件的周向定位齿轮采用齿轮轴，半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。采用平键为滚动轴承与轴的周向定位是由过渡H 78mm*7mm*32mm联轴命与轴的配合为 k6配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为(4)确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角2 45o各轴肩处取圆角半径为2mm5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下从轴的结构图以及弯矩扭矩图可以看出齿轮轴的中间截面是危险截面。将此截面的数值列于下表载荷水平向H垂直面V支反力FFNH1=860N,FNH2=22935NFNV1=423.3N,FNV

21、2=761.7N弯矩MMH=172000N*mmMv1=84660N*mmMv2=57127.5N*mm总弯矩M1=191706.3N*mm, M2=181238.9N*mm扭矩TT1=107220N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6轴的计算应力为而查出1 60MPa ,因此ca 1,故轴的设计满足弯扭强度要求。七、中间轴n的设计1、中间轴的主要设计参数轴的输入功率P2 10.46KW 转速n2210.9r / min2、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径d3 113mm圆周力Ft12T22 471170d31138339.3N径向力F

22、r1tan nF t1 cos8339.3tan20o16o21 333163.3N_o_'',_轴向力Fa1Ft1 tan8339.3 tan16o21332447.9N大齿轮的分度圆直径d2314mm圆周力 Ft2 Ft 3153.5N径向力 Fr2 Fr 1185N轴向力 Fa2 Fa 809.6N3、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理取 Ao 110该轴上有两个键槽，故最小轴径增大 11%则dmg44.87 mm轴的最小直径是装在滚动轴承上的，故初选滚动轴承。轴承同时受到径向和轴向的作用力，故选用单列圆锥滚子轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥

23、滚子轴承32309,其尺寸为d*D*T=45mm*100mm*38.25mm故取轴的第一段di 2 45mm4、轴的结构设计(1)拟定在轴上的装配方案，如下图(2)根据轴向定位及高速轴位置的要求确定轴的各段直径和长度数值如下表：(单位：mm)轴径d轴长l1 :23,1567123456-2段-3段-4段-5段-6段-7段-8段-2段-3段-4段-5段-6段-7段-8段456(6554311184555050529216852(3)轴上零件的定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。选小齿轮白平键为18mm*11mm*100mm,选大齿轮的平键为16mm*10mm*50mm选择齿轮轮毂与轴的配合为

24、H7/n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配 合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 ma轴端倒角为2*45,各轴肩处的圆角半径为2mm轴的结构图如下：5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下:载荷水平向H垂直面V支反力FFNH1=4872N,FNH2=358FNV1=2373.9N,FNV2=-398N5.6N弯矩MMH1=433608N*mmMv1=211277.1N*mmMH2=27448.2N*mmMv1' =72970.7N*mmMv2=30263.4N*mm总弯矩M1=482342.1N*mm,M1' =439705.2N*mmM2=40856.8N*mm扭矩TT2=4

25、71170N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知，小齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的 强度M1取大值。根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6轴 的计算应力为而查出1 60MPa,因此ca 1,故轴的设计满足弯扭强度要求。 八、低速轴田的设计1、低速轴的主要设计参数轴的输入功率p3 10.05KW 转速n3 62r/min2、齿轮上的作用力齿轮的分度圆直径d3 381mm 3圆周力 FtFt18339.3N径向力 FrFM3163.3N轴向力 FaFa12447.9N3、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。取 Ao 110dmin

26、A03 P3 110 3 10.05 59.98mmn3, 62低速轴端上有一个键槽，故轴径增大6%则dmin63.57mm选择联轴器计算联轴器的转矩Tca K AT3,取K a 1.3贝iJTca KAT3 1.3 1548020 2012426N*mm查标准(GB/T5843-1986),选用HL6型弹性柱销联轴器 JB65 107 ,其 JiB65 107公称转矩为3150000N*mm半联轴器的孔径d1 65mm,故取轴第的最后一段的直径为65mm半联轴器与轴配合的轴径长度L1 107mm4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如下图轴径d轴长l1234567123456-2段-

27、3段-4段-5段-6段-7段-8段-2段-3段-4段-5段-6段-7段-8段7789776331117050050552.511224.5005(2)根据轴向定位及中间轴位置的要求确定轴的各段直径和长度数值如下表：(单位：mm)71(3)轴上零件的定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。选齿轮的平键为 22mm*14mm*90mmi轴器白键为18mm*11mm*90mm选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6轴端倒角为2*45,各轴肩处的圆角半径为2mm轴的结构图如下：5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下:载荷水平向H垂直

28、面V支反力FFNH1=5688.6N,FNH2=2650.7NFNV1=2651.8N,FNV2=511.5N弯矩MMH=506285.4N*mmMv1=236010.2N*mmMv2=97696.5N*mm总弯矩M1=558592.6N*mm, M2=515625.4N*mm扭矩TT3=1548020N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知，齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的强度根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6轴的计算应力为而查出i 60MPa,因此ca 1,故轴的设计满足弯扭强度要求。九、高速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力Ft 31

29、53.5N ,径向力Fr 1185N ,轴向力Fa 809.6N 齿轮分度圆di 68mm 转速ni 970r/min 4-一一一 ,预期寿命Lh8300 8238400h初选两个轴承型号均为332082、求两轴承受到的径向载荷3、求两轴承的计算轴向力Fr一一对于圆锥探子轴承，轴承派生轴向力 Fd 2Y查表得，Y=1.7 e=0.36故两轴承计算系数均为X=0.4 Y=1.7轴承运转只有轻微振动，故取fp 1.1则Rfp(XFr1 YFa1)1.1 (0.4 2373.4 1,7 1104,1) 3108.96NP2fp(XFr2 YFa2) 1.1 (0.4 1001.4 1,7 698,1

30、) 1746N4、验算轴承寿命因为P1 P2 ,所以按轴承1的受力大小验算故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为 30208,经检验，仍符合要求十、中间轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力Ft1 8339.3N , F123153.5N径向力 Fr1 3163.3N , Fr21185N轴向力 Fa1 2447.9N Fa2 809.6N齿轮分度圆d1 113mm d2381mm转速 n2210.9r/min.,_ _ 预期寿命 Lh 8 300 8 2 38400h初选两个轴承型号均为323092、求两轴承受到的径向载荷3、求两轴承的计算轴向力Fr一一对于圆锥探子轴承，轴承派生轴向力

31、 Fd 查表得，Y=1.7 e=0.35 2Y故两轴承计算系数为 X1=1 Y1=0 X2=0.4 Y2=1.7轴承运转只有轻微振动，故取fp 1.1则4、验算轴承寿命因为Pi P2 ,所以按轴承1的受力大小验算故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为 30309,经检验，仍符合要求H一、低速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力Ft8339.3N ,径向力F.3163.3N ,轴向力Fa2447.9N 齿轮分度圆d1 381mm转速n3 62r/min.' 一 一 _ 预期寿命 Lh 8 300 8 2 38400h初选两个轴承型号均为303142、求两轴承受到的径向载荷3、求两

32、轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力 Fd2 查表得，Y=1.7 e=0.35 2Y故两轴承计算系数为 X1=0.4 Y1=1.7 X2=1 Y2=0轴承运转只有轻微振动，故取fp 1.1 则4、验算轴承寿命因为Pi P2,所以按轴承1的受力大小验算故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30214,经检验，仍符合要求十二、各轴上键的校核1、高速轴上联轴器的键为 8mm*7mm*32mm专欠I T1 107.22N * m由于p p 120 150MPa故此键满足挤压强度要求2、中间轴上键为 18mm*11mm*100mm16mm*10mm*50mm转矩T2 471170N *

33、mm由于p1 p 120 150MPa故此键满足挤压强度要求由于p2 p 120 150MPa故此键满足挤压强度要求3、低速轴上的键为 22mm*14mm*90mm18mm*11mm*90mm转矩 T3 1548020N * mm由于p1 p 120 150MPa故此键满足挤压强度要求由于p2 p 120 150MPa故此键满足挤压强度要求十三、润滑和密封1. 润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦、磨损和发热， 还可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的 正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮低速齿轮由于V均小于4m/s,而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、 不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。2. 润滑油的选择由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用 N200工业齿轮油，轴承选用ZGN 2 润滑脂。3. 密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛