带式输送机传动装置课程方案设计书减速器方案设计书

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目带式输送机传动装置学院（系）：机械工程学院年级专业：09机制（三）班学 号:学生姓名:指导教师：周玉林教师职称：教授目录1. 任务说明书12. 传动方案的分析23. 电动机选择及计算 24总传动比的确定和各级传动比的 35传动装置的动力和运动参数计算 46. 齿轮的选择和计算 57. 轴的设计计算 108. 轴承的选择和校核169. 键的选择和键连接的强度计算 1810. 联轴器的选择2011. 润滑和密封选择 2112. 拆装和调整的说明2113. 减速箱体的附件的说明 2214设计小结.2215.参考材料23计算及说明二、传动方案分析1斜齿轮传动斜齿轮传动

2、的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速 级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第一、二级。2 带传动承载力低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，置在最 4布置在咼速级。因此，斜齿圆柱齿轮传动一带传动对室内平稳环境而言， 这样的传动方案是比较合理的。三. 电动机选择计算1) .原始数据如下：运输带牵引力F=1737N输带工作速度V=0.61m/s滚筒直径D=0.30m2) .电动机型号选择主要参数：(1 )选择电机类型按照工作要求和工作条件，选择丫系列三相笼形异步电动 机全封闭自扇冷式结构。(2 )确定电机容量电动机的输出功率为由式PRv巳JaFv1737 汉 0.61PW “ 一一1.10

3、kw10001000 996式中化为卷筒效率 取耳w=0.96F=1737NV=0.61m/sD=0.30m巳=1.10kwH _ T| 2口 2口 4传动总效率a - 1 2 3式中S为联轴器效率，3 =0.99； H2为齿轮效率，-=0.97； H 3为轴承效所以有 = 0.992 x 0.972 x 0.984 = 0.85a 二 0.85Fd = 1.29kw笆，3=0.Pw =1.10 a 0.85= 1.29kw(3 )选择转速卷筒轴I工作转速为v 600.61' 60 1000n =n Dn 250=38.8r / minn 二 38.8r / min由二级齿轮减速器i

4、= 8 40，固电动机转速nd =38.8 (840) =310.41552r /min符合这一范围的同步转速有 750r/min, 1000 r /min, 1500 r / mi n,综合考虑选择同步转速为1000 r /min,型号为Y100L-6型号额定 功率(w)同步转 速(r/ min)满载转 速(r/ min)启动功率最大功率额定功率额定功率Y100-L61.510009402.02. 2电动机主要性能参数四、总传动比的确定和各级传动比的分配满载时电机转速nm =940 r /min总传动比ia = 血 =940 = 24.23 n 38.8由i总二订2且h = ，所以，取h -

5、 i - . i总=4.92 ,电动机型号Y100L-6nd = 1000r / minD = 28mmnm = 960r / min ia =20.17h =4.92;i2 =4.92五、运动和动力参数得计算各轴转速如下：1轴转速 m = nm/io = nm =940r /min2 轴转速 n2 = n /h =191.06r/min3 轴转速 n3 = n2 /i2 =38.8r /min卷筒轴的转速n4 = n3 =38.8r/min电动机输出功率为Pd , Fd=1.29kw1 轴输入功率 R =附=1.24 0.99 =1.28kw2轴输入功率 P2 =只烏口3 =1.28汉0.9

6、7汉0.98 = 1.22kw3轴输入功率 F3 - RAJ =1.22x0.97x0.98 = 1.16kw卷筒轴输入功率 P4 = PJ3叫=1.13kwR由T =9550><得，各轴输出转矩值如下nP1 29电动机轴 Td =9550汉亠 =9550汇 一 = 13.11 N m59401 轴人=13.1仆 0.99 =12.98 N m2 轴T2 =12.98汉4.92江0.98汇0.97 = 60.71 ” m3轴T3 =60.71汉4.92汉0.98汉0.97 = 283.94 N m卷筒轴T4 =283.940.987.99 =275.48 N m其运动和动力学参数整

7、理于下表运动和动力学参数n1= 940 r / minn2= 191.06r / minna= 38.83 r / minP= 1.28kwF2= 1.22kwP3= 1.16kwF4= 1.13kwTd=13.11N mT1= 12.98N mT2= 60.71 N mTa=283.94 N mT；= 275.48 N m转速n(r /mi n)转矩T (N m)功率P(kw)专动比i效率齿轮材料用 45 钢，金属膜铸 造。乙=23 Z2=114书=0.8电机轴94013.111.291 0.0.991轴94012.981.284.920.0.952轴191.0654.611.224.920

8、.0.953轴38.8283.941.161 0.0.97卷筒轴38.8275.481.13六、传动零件的设计计算齿轮传动的设计1)传动件的选择(1) 由使用条件，选择圆柱斜齿轮，小齿轮选用45钢，调质，HB, =240HBS,大齿轮选 45钢，正火，HB2 =200HBS，HB, -HB2 =40HBS，合适。(2) 选取8级精度，按GB/T 10095(3) 选取齿数 初选小齿轮齿数乙=23 Z2 =4.92 X23=113.16，圆整取=114i，i4 957 4 92i' =114/23=4.957 %， 对X 100 % ="00%i4.92=0.75 %满足要求(

9、4) 选取螺旋角 初选B = 14 °齿宽系数 书=0.82)按齿面接触强度设计2KU 1UJ(1 ) 确定载荷系数K由表使用系数Ka=1.0齿轮为8级精度,估计圆周速度v=4 ,船冷&0.92认， 动载系数Kv =1.071.88-3.2 1z1Z2丿COS|1.883.2丄 + 丄 V123 114丿cos1/ =1.66bsin :n mndtan °8 23tan14O= 1.457t7t；二二 二1.66 1.45=3.11由图齿间载荷分布系数K：.=1.42 ,齿向载荷分布系数K =1.07K 二 KaK：KKv=1.0 1.42 1.07 1.07 =

10、 1.63(2)转矩6.098 104N mm(3)查的区域系数Zh =2.43(4)重合度系数因=1.45 1取；-：=1Z;=-.''1，1；6巾78Ka =1.0KV =1.07K. =1.42K ： = 1.07K =1.63T2 =60980N mm ZE =189.8、MPa Zh=2.43Z；.=0.78Zb =0.985M = 1.651O08N2 =3.33X07KHN1 =匸09,KHN2 = 1.24j = 582.8MPa(1) 螺旋角系数Z二、C6T二0.985。查的影响弹性系数ZE =189.8 MPa(2) 由图可查得接触疲劳极限应力匚Hlim1

11、=590MPa，匚Hlim2 - 470MPa(3) 由公式计算应力循环次数Ni =rfejLh=60 199.06 1 (6 300 8)=1.651 108N17N21 =3.33 107i2(4) 查得寿命系数 KHN1 =1.09, KHN2 =1.24(5) 计算接触疲劳许用应力l；H 1 1 - K HNv H lim1 - 590 1.09 = 643.1 MPaShMpa =582.8Mpa62 二 KHN2 "m2 ；1.24470-Sh取 l；H 丨=582.8MPa(6) 计算小齿轮分度圆直径2 1.63 60980 4.957 1189.8 2.43 0.78

12、 0.985K.A. I0.8= 47.97mmd1 -34.957582.8d1 =47.97mm(11 )计算圆周速度n d3n260 1000= 0.4799 m/s(12 )修正载荷系数：按VZ1 -04竺兰0.1109查表得100 100Kv =1.02可查得(13) 校正 试 算的 分度 圆直 径反102dd1=47.9<3=47.21mm¥仏V1.07(14) 法向模数g /cosP严心匚烛口口Z23取 m* =2mm(15) 计算中心距空件 “41.19mm 圆整取 a=140mm 2cosP2 汇 cos14(16)按圆整后的中心距修正螺旋角R(zz2)mn(

13、23+114)2cParccos- arccos-11.8832a2 "40由于B值变化后，修正后电=1.68,Kq = 1.42,Zh = 2.43(17)计算分度圆直径z1mn23 江 2dr门=47.01mmcosP cos11.883J? /打= 232.99mmcos P cos11.883取 d1 =47mmd2 =233mmmn = 2mma = 140mmP = 11.883 °(18)计算齿轮宽度b = 4 =0.8 47.01 = 37.61mm圆整取 p =38mm b|=44mm3)校核齿根弯曲疲劳强度由公式-F1_ 2KT1bd1 mnYFa1Ys

14、a1YY"： -；F1 I ； F2 “Fa2丫泌乞 £f2 YFa!YSa1(1)重合度系数丫 = 0.25 + °!5 = 0.70(2)螺旋角系数邛=1.71 >1,取邛=1,所以 Y0=1_E0- = 1-11.883h120 120-0.86(3)计算当量齿数ZvlZ1cos3 :3 23=24.5cos 11.883?Zv2Z23 ： =3114o =121.7cos - cos 11.883(4)查取齿形系数可得YFa1 =2.64, YFa2=2.13b1 =44mm b2=38mmY； = 0.70丫-0.86Z/1 = 24.5Z/2 =

15、121.7Ya 2.64泉2 =2.13丫sa1 = 1.58,丫;a2 二 1.85(5)查取应力修正系数可得YSa1 =1.58, 丫竝=1.85(6)查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 可得和im1 =500MPa,匚Flim2 =450MPa;由图按 N1 =1.651 108,N2 =3.33 107分别查得Kfn1 =Kfn2 =1(7)计算弯曲疲劳许用应力取失效率为1%,安全系数S=1,由公式得KfN1 二 Kfn1 = 1S=1(8 )F1 = KFN1；Flim1 = 450MPa ；F2= KFN2；Flim2 =390MPa(9)计算弯曲应力2 1.63 6098038 47

16、.01 22.64 1.58 0.70 0.86 =140MPa'-'F2140 2.13 1.852.64 1.58= 132MPa :；F1 = 450MPa二 F2 =390MPa；F1 =140MPa 匚 F2 = 132MPa七.轴的设计和计算1) .初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式为：d _ A1, 3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的 A值；2 轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径， 应取较大的A值；查表取 A=A=112, A=118。d3

17、d1d2= 20mm d2 = 25mm d3 =35mm考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器 空相匹配，所以初定d1=20mmd=25mm d3 =35mm2）.轴的结构设计2 齿轮轴的初步设计如下图:装配方案是：齿轮、套筒、轴承依次从轴的左端向左端安装，右端 只安装轴承。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向 力时，直径变化值要大些，可取（68） mm否则可取（14） mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂 宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L,以保证零件

18、端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取 L=（ 13）mm轴上 的键槽应靠近轴的端面处。3）.输出轴的校核齿轮上的作用力:Fti =di2 283.94 1000237= 2396.12NF ritan： ncos=2396-12 d9®Ft1 =2396.12NFr1 =891.21NFa1 =504.2NFa1 =2396.125 n11.883=504.2N(2)计算轴承反力只'891.2144.35-50化233/2 _235.伽 水平面 181.7R2 =891.21 + 235.18 = 1126.39N厂 2396.1244.35“心”“士k R 1300.7

19、6 N竖直面81.7R2 =1045.87N画水平面弯矩图，竖直面弯矩图和合成弯矩图及轴转矩图R =-235.18 NR2 =1126.39 NR=1300.76NR2=1045.87N(3)判断危险截面 初步分析A面有较大应力集中。疲劳极限(T b=650Mpa,(T s=360Mpa由表查的疲劳极限(T -1 =0.45 (T b=0.45 X 650Mpa=293 Mpa(T 0=0.81 (T b=0.81 X 650 Mpa =527Mpat -1 =0.26 (T b=0.26 X 650 Mpa=169 Mpat 0=0.50 (T b=0.5 X 650 Mpa=325 Mpa

20、由式屮 /J"。占 293-527 =0.112<r0a527,-屮2J"0 得屮亍 _2勺69一325 _ 0.04T0'3254)求截面A的应力弯矩 M1 =69684.06N mmM169684.06c坊=cra =U =9.41MPa,cTm =0W0.仆 423T283940t = =19.16MPaW 0.2 疋 42吗"m " =19.16MPa(5) 截面A的配合零件的综合影响系数由 c b=650Mpa查得(K，)=3.002, (Kt )= 2.2012(6) 求表面状态系数B及尺寸系数EL*由查表得B =0.92 (

21、Ra=3.2卩 m c b=650Mpa。备= 0.84, % = 0.78(7) 求安全系数(设为无限寿命，k1)得c -1 =293 Mpac 0 =527Mpat -1=169 Mpat 0=325 Mpa 陷=0.112人=0.04=9.41MPam = 0J =19.16MPaj = 19.16MPa(K c )=3.002(K t )= 2.2012B =0.92务= 0.84% = 0.78% = 7.63S = 2.84kN匚jk-.m a 二 m1 2933.002 c “ :9.41 0.92 0.84-7.63kN Jk +屮 T；.a,-m1 1692201219.16

22、 0.04 19.16 =2"0.92 0.78则综合安全系数为7.63 2.847.632 2.842= 2.7IS I -1.5S =2.7结论：截面A足够安全八、轴承的选择轴承的校核选择使用圆锥滚子轴承，根据轴直径 d=40mm选用圆锥滚子轴承的型为 3020 E 8， 主要参数如下： 基本额定静载荷 基本额定动载荷D=80mm ； B=18mm a=16.9mmC o=42.8 kNC =59.8 kN极限转速VmaX=6300 r / minFr1 = R'2 Rj 二、；235.1821300.762 =1321.85NFr2 二 R2'2 ' R

23、22 = 1126.392 1045.872 = 1537.07N对滚动轴承30208E查表得丫=1.6，e=0.37 ： =15°D=80mmB=18mm a=16.9mmC0=42.8 kNC =59.8 kN Vnax=6300 r / minFr2 =1537.07NFn =1321.85NS=F1 J321*852Y 2 1.6= 413.08Nc Fr21537.07S2=2Y 2 1.6-480.33NS Fa =504.2 413.08 480.33N Fa1 = 413.08N,Fa2 = 917.28NS=413.08NS=480.33NFai413.08Fr11

24、321.850.313 ： 0.37，查表得 Xi=1, 丫i=0Fa2Fr21537.07 “597。37，查表得畑。4 丫 日6R = fp(X1&1 +¥FG =1321.85NP2 二 fp(X2Fr2 %Fa2) =1 (0.4 1537.07 1.6 917.28) = 2082.48N10106 fc10659.8 yLh1031246942h20000h60n P 60 38.83 2.08静载验算由查表得Xq=0.5Y 0=0.9则入=X0Fr1 Y0Fa1 =0.5 1321.85 0.9 413.08 = 1074.905NFr1故取P01 = Fr1=

25、1321.85N<<C=4280N巳=X0Fr2 Y0Fa2 =0.5 1537.07 0.9 917.28 = 1594.087N ： CFa =413.08NFa2 =917.28NP =1321.85NF2 =2082.48NLh10 = 31246942hRr1 =1321.85N巳=1594.087"极限转速验算P11321.85F22082.4810.0221 20.0348C59800C59800由表查得f 11 = 1 f 12=1tan = Fa1 =0.313Fr1tan 卩2 = 0.597Fr2查表得 f 21=0.98 f 22=0.95贝U f

26、11 f 21 niim =1 0.98 6300 =6174r/minnfi2f22 niim =1 995 x 6300n = 5985 /j n »nf 11f 21niim结论：选用30208E型轴承符合要求。617%小九、键连接的选择和计算f12 f22 niim 1).键的选择5985人十"1轴键槽部分的轴径为28mm选择普通圆头平键键8 汇32, b =8mm, h =7mm, L =32mm键 8 汉 32,b = 8mm,2轴左端键槽部分的轴径为50mm选择普通圆头平键键键 10 x40,b =10mm, h =8mm, L = 40mm1 40, b =

27、 10mm,3轴键槽轮毂处部分的轴径为42mm选择普通圆头平键键键 12 x36,b =12mm, h =8mm, L =36mm12><36,b =12mm,联轴器轴段轴颈为34mm选择普通圆头平键键10汉50, b = 10mm,键 10 x50,b =10mm, h =8mm, L =50mm2) 键的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为32TX103-、bp -玉bpkid查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100120MPa所Qp =120MPa庄 P=120MPa(1).1轴上键的强度计算hhhh£ =12.79N m匕

28、=0.50 = 3.5mmh = L -d =24mm3、2X12.79O03所以crpi = 10.88MPa 兰o'p3.5 汇 24 疋 28满足强度条件(2) 2轴上键的强度计算T2 =54.61N mk2 =0.5h2 = 4mml2 =L2 b =30mm254.61 汉103 所以<iP2 = 23.95MPa <p 4X3038满足强度条件(3) .3轴轮毂段键的强度计算T31 =233.07N mk31 =0.5h31 =4mm131 = L31 -b>31 =24mm32 汉233.07 汉103所以<31 115.61MPa Ep4X24X

29、42满足强度条件联轴器段键的强度计算T32 = 233.07N mk32 =0.5h32 =4mm132 = L32 b32 = 40mmKa1 i.5 ©3=1.9Tca1 =19.185N mTca3输入轴上Tn 二 315N mn二 5600r / mind = 28mmL = 44mm输出轴上Tn - 630N mn二 5000r / min2 233.07 10所以二P3285.6875MPa _ 二p4x34x40满足强度条件十.联轴器的选择计算1）计算联轴器的计算转距输入轴 hal二Kai£输出轴口二5查表得小转距、电动机作原动机情况下及带式传动情况分别取Ka

30、i =1.5Ka3 =1.9Tca1 =1.5 12.79 =19.185N mTca3=2）型号选择根据计算转距输入轴选择挠性联轴器HL2-J型输出轴选择HL3-Y主要参数如下：输入轴上公称扭距Tn =315Nm（满足要求）许用转速n=5600r/min （满足要求）轴孔直径d =28mm轴孔长度L =44mm输出轴上公称扭距Tn =630Nm（满足要求）d = 35mm许用转速n=5000r/min（满足要求）轴孔直径d =35mm轴孔长度L=62mm十.润滑和密封说明1）润滑说明因为第二轴上浸油齿轮分度圆圆周速度、/ n2兀d191.06 汉3.14 汽 237,c /V= 2= 2.3

31、7m/s>2m/s60100060x1000故取润滑油润滑取浸油深度h=50mm大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油 使用普通工业齿轮油SH-150滑油。轴承采用润滑油飞溅润滑，结构设计油沟。2）密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面 允许涂以密圭寸胶或水玻璃。轴伸处密圭寸应涂上润滑脂。十二.拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小 将影响轴承的正常工作。对第二轴和第三轴（中间级和低速级）轴 直径分别为35mn和40mm寸，可取游隙为0.040.07mm 对高速级 的角接触轴承轴直径为35mm可取游隙为0.050.1mmo在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点， 侧隙和接触 斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符 合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位 置。L