带式运输机传动系统设计

机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动系统设计学院专业姓名班级学号指导老师江湘颜最终评定成绩目录TOC\o"1-1"\h\z\u一、设计任务书1二、拟定传动方案1三、选择电动机2四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比3六、V带传动设计4七、齿轮传动设计6八、高速轴轴承的设计7九、高速轴直径和长度设计9十、高速轴的校核10十一、低速轴承的设计12十二、低速轴直径和长度设计13十三、低速轴的校核14十四、键的设计16十五、箱体的结构设计17十六、减速器附件的设计19十七、润滑与密封21十八、课程设计总结22十九、参考文献22课程设计任务书2023～2023学年第1学期学院专业班课程名称：机械设计设计题目：带式运输机传动系统的设计完成期限：自2023年12月20日至2023年12月31日共2周内容及任务设计的主要技术参数带的圆周力F/N带速v〔m/s〕滚筒直径D/mm40001.0400工作条件：二班制〔每班工作8h〕，使用年限8年，大修期为2~3年，连续单向运转，工作载荷有轻微冲击，中批量生产，运输带速度允许误差±5%，三相交流电源电压为380/220V.设计任务传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。工作量要求〔1〕减速机装配图1张〔0号图纸〕；〔2〕零件工作图2张〔轴、齿轮〕〔3号图纸〕；〔3〕设计说明书1份〔6000～8000字〕。〔30页以上〕进度安排起止日期工作内容2023.12.20～22 传动系统总体设计、传动零件的设计计算；2023.12.23～26减速器装配图绘制零件工作图的绘制2023.12.28～30整理说明书和打印2023.12．31辩论主要参考资料[1]银金光等，机械设计，北京；清华大学出版社，2023[2]银金光等.机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，2023[3]成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2023指导教师〔签字〕：江湘颜2023年12月6日系主任〔签字〕：银金光2023年12月8日二、拟定传动方案为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择适宜的传动机构和拟定传动方案。可先由条件计算起驱动卷筒的转速nw，即一般常选用转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总在传动比约为8.1或12，根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。如图2-1[2]所示的四种方案可作为其中的一局部，这些方案的主要优缺点：方案b不宜在长时间连续工作，且本钱高；方案d制造本钱较高。根据该带式传送机的工作条件，可在a和c两个方案中选择。现选用结构较简单、制造本钱较低的方案a。据此拟定传动方案如图：图2-1带式输送机传动系统运动简图1-电动机；2-V带传动；3-二级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-滚筒；6-输送带三、选择电动机电动机类型的选择。根据动力源和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源380V。电动机容量的选择。根据条件，工作机所需要的有效功率为PW=设：n4w=输送机、滚筒轴〔4轴〕主输送带间的传动效率nc联轴器效率nc=0.99ng普通V带传动效率ng=095nb一对滚动轴承效率nb=099ncg输送机滚筒效率ncg=096传动系统总系率为式中n01=nc=0.95n12=nbng=0.9603n23=nbng=0.9603n34=nc=0.99n4w=nbncg=0.9504那么总效率=0.8242工作时，电动机所需的功率为Pd=由表12-1可知条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率PE应取为3kw电动机转速的选择。根据条件，可得输送机滚筒的工作转速nw=表2-1电动机的数据及总传动比方案号电动机型号额定功率同步转满载转速/(r/min总传动比i外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mmⅠY132S-45.51500144030.163880ⅡY132M2-65.5100096020.103880通过对上述两种方案比拟可以看出：方案Ⅰ选用的电动机转速高，质量轻，价格低，总传动比为30.16，对二级减速不算大，应选Ⅰ方案较合理。四、确定总传动比及分配各级传动比4.1传动装置的总传动比带式输送机传动系统的总传动比4.2传动比的分配有传动系统方案知I01=1I12=2=15.08传动系统各级传动比分别为五、传动装置运动和运动参数的计算5.1传动装置运动和运动参数的计算传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示0轴〔电动轴〕1轴〔v带〕2轴〔减速器高速轴，皮带轴〕3轴〔减速器低速轴〕4轴〔减速器中间轴〕〕5轴〔输送机滚筒轴4-1传动系统的运动和动力参数轴号电动机V带两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴5轴转速n〔r/min〕14401440720168.2244.6044.60功率P(KW)5.55.2255.024.824.774.72转矩T(NM36.4834.6566.58242.981021.761010.67传动比1124.283.771六、V带传动设计〔1〕计算功率,由教材表5-7工作情况系数2班制时的值KA=1.2〔2〕选择V带型号根据，，由课本5-11选取A型V带〔3〕确定带轮基准直径，并验算带速V。①初选小带轮直径。由图5-11可知，小带轮基准直径的推荐值为80~100mm由表5-8和表5-9，那么取。②验算带速V由式〔5-21〕得带速因为v值在5~25m/s，带速适宜。③计算大带轮直径。根据表5-9，取=400mm确定带长和中心距a。由式〔5-22〕初定中心距0.7〔〕≤≤2〔〕560mm≤≤1600mm初选中心距=1500mm由式〔5-23〕计算带所需要的基准长度由表5-2，取由式〔5-24〕计算实际中心距〔5〕验算小带轮上的包角。〔6〕确定V带根数。根数Z公式为令传动比查表5-5得有查表5-6得；查表5-2得，由此可得Z=2取两根7、求作用在带轮上的压力查表5-1得q=0.18kg/m,故由式5-27由式5-28，作用在轴上的压力为1选定齿轮精度等级、材料、热处理方法及齿数〔1〕传送设备为一般工作机器，速度不高，应选用8级精度〔GB10095—88〕。〔2〕材料的选择由参考文献【1】表7-1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。〔3〕齿数高速级选小齿轮的齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=4.33×20=86.6故取Z2=87。低速级选小齿轮的齿数Z3=20，大齿轮齿数Z4=20×3.34=66.8故取Z4=672高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算2.1按齿面接触强度设计确定公式内的各计算数值①试选载荷系数Knc=1.3。②计算小齿轮传递的转矩。T1=242.98(N.m)③由文献【1】表7-6选取齿宽系数QUOTEϕd=1。④由文献【1】表7-5查得材料弹性影响系数Ze=189.8。⑤由文献【1】7-18按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限QUOTEσHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度σHlim2⑥计算应力循环次数。N1=60n1jLh=607201(283008)=16.6108N==0.39×10⑦由文献【1】取接触疲劳寿命系数⑧由文献【1】7-22计算接触疲劳许用应力〔取失效概率1%，平安系数S=1〕〔2〕计算①试算小齿轮分度圆直径d1t，代入σd1t60.12mm②计算圆周速度v。V=2.27m/s③计算齿宽b。b=1×60.12mm=60.12mm④计算齿宽与齿高之比QUOTEbh。m3mmh=2.25m=2.25×3mm=6.75mm8.91⑤计算载荷系数K。根据v=4.53m/s，7级精度，由文献【1】7-7查得动载荷系数kv=1.13由文献【1】表7-3查得直齿轮，kHα=由文献【1】表7-2查得使用系数=1；由文献【1】图7-11用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KHβ由bh=8.91，KHβ=1.417由文献【1】图7-11得K=1×1.13×1×1.417=1.60⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式〔10-10a〕得d64.43mm⑦计算模数mm=3.22mm2.2按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为(1)确定公式内的各计算数值①由文献【1】查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380M②由文献【1】7-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，K③计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳平安系数S=1.4，由式〔10-12〕得④计算载荷系数KK=1×1.13×1×1.32=1.49mm⑤查取齿形系数。由文献【1】7-16查得YFa1=2.80Y⑥查取应力校正系数由7-17查得YSa1=1.55；Y⑦计算大、小齿轮的QUOTEYFaYsaσF0.014大齿轮的数值大。(2)设计计算m2.97mm比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.97mm并就近圆整为标准值QUOTEm=2mmm=3mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=60.12mm，算出小齿轮齿数。z20.4取z1=20那么大齿轮数z2=μz1=4.28x20=85.6，z.这样设计储的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，防止浪费。2.3几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径d20×3mm=60mmdmm=258mm(2)计算中心距a=156mm(3)将中心距调整为156mm计算齿轮的宽度b=60mm圆整后去BB3低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算3.1按齿面接触强度计算根据文献【1】公式进行试算，即(1)确定公式内的各计算数值①试选载荷系数Kt②计算小齿轮传递的转矩。TN.m③由文献【1】表7-6选取齿宽系数ϕd④由文献【1】表7-5查得材料弹性影响系数。⑤由文献【1】图7-18按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限QUOTEσHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度σHlim2⑥由文献【1】式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60168.221(283008)=3.86108N1.03×10⑦由文献【1】取接触疲劳寿命系数⑧由文献【1】式7-22，计算接触疲劳许用应力〔取失效概率1%，平安系数S=1〕(2)计算①试算小齿轮分度圆直径d1t，代入σd1t80.57mm②计算圆周速度v。V=0.71m/s③计算齿宽b。b=1×80.57mm=80.57mm④计算齿宽与齿高之比QUOTEbh。。m4.02mmh=0.71m=0.71×4.02mm=2.85mm28.27⑤计算载荷系数K。根据v=0.48m/s，7级精度，由文献【1】图7-7查得动载荷系数kv由文献【1】表7-3查得直齿轮，kHα=由文献【1】表7-2查得使用系数=1；由文献【1】表7-11用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KHβ由bh=8.88，KHβ=1.417由文献【1】图7-11得K=1×1.02×1×1.417=1.45⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得d89.87mm⑦计算模数mm=4.5mm3.2按齿根弯曲强度设计由式〔10-5〕得弯曲强度的设计公式为(1)确定公式内的各计算数值①由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380M②由文献【1】图7-22取弯曲疲劳寿命系数QUOTEKFN1③计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳平安系数S=1.4，由式〔10-12〕得④计算载荷系数KK=1×1.02×1×1.32=1.34mm⑤查取齿形系数。由文献【1】表7-16查得=2.80QUOTEYFa2=2.22；⑥查取应力校正系数由文献【1】表7-17查得=1.55；=1.77；⑦计算大、小齿轮的QUOTEYFaYsaσF大齿轮的数值大。(2)设计计算m3.604mm比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数3.604并就近圆整为标准值m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径d3=77.80mm，算出小齿轮齿数。z20.14取Z=20，那么大齿轮数=3.34×20=66.8，=67.这样设计储的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，防止浪费。3.3几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径d20×4mm=80mmdmm=268mm(2)计算中心距a=174mm将中心距调整为174mm(3)计算齿轮的宽度b=1×80mm=80mm圆整后去BB八、轴的结构设计及计算8.1高速轴的设计8.1.1轴上的功率、转速和转矩的计算在前面的设计中得到8.1.2初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。，取，于是就有输入轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，