机械设计课程设计设计带式输送机传动装置.doc

目录一、 选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、减速器的结构五、传动零件的设计计算六、轴的计算七、键的选择和校核八、轴承的的选择与寿命校核九、联轴器的选择十、润滑方法、润滑油牌号 设计带式输送机传动装置 参考传动方案：原始数据：题 号参 数7运输带工作拉力F(kN)2500运输带工作速度(m/min)1.1卷筒直径D(mm)400已知条件:1滚筒效率j=096(包括滚筒与轴承的效率损失)；2工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；3使用折旧期 3年一次大修，每年280个工作日，寿命8年； 4工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35；5制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。计算及说明一、选择电动机(1) 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 （2） 选择电动机的容量 电动机所需功率计算工式为：（1）P= KW，（2） P= Kw 因此 P= Kw 所以由电动机至卷筒的传动总功率为： 式中：，分别为带传动、轴承、齿轮传动、连轴器和卷筒的传动效率。 取=0.96(带传动)，=0.98（滚子轴承），=0.97, =0.99, =0.94. 则： =0.960.990.94=0.79 又因为: V =1.1m/s 所以: P=3.48 Kw (3) 确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为方案电动机型号额定功率 Kw电动机转速r/min电动机质量Kg同步转速异步转速1 Y112M -2430002890452Y112M - 4 4 1500 1440 433Y162M1-6 4100096073 n =r/min 按表1推荐的传动比合理范围,取一级齿轮传动的传动比=24,二级圆柱齿轮减速器的传动比=840,则总的传动比范围为 =16160 ,所以电动机转速的可选范围为: =n = (16160) 52.55= 8418408 r/min 符合这一范围的同步转速有: 1000r/min 、1500r/min 、3000r/min 根据容量和转速,由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案,如下表:选用Y112M-2电动机： 型号 额定功率满 载 时起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流(380v时)效率%功率因数Y132S1 -25.5290038.7780.805.22.21.8低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高，但也以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。因此综合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案1比较合适。所以，选定电动机型号为 Y112M -2二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 由电动机的的型号Y112M-2 ，满载转速 （1）总传动比 （2）分配传动装置传动比 式中表示滚子链传动比，i 表示减速器传动比。 初步取=2.5 ，则减速器传动比为： （3）分配减速器的各级传动比 按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12展开式 线查得 =5.8, 则： 。三、计算传动装置的运动和动力参数 为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次为I 轴、II 轴、III轴，以及 、，为相邻两轴间的传动比； 、，为相邻两轴间的传动效率； 、，为各轴的输入功率（Kw）； 、 ，为各轴的输入转矩（Nm）； 、，为各轴的转速（r/min）； （1） 各轴的转速 I轴 r/min II轴 r/min III轴 r/min 卷筒轴 r/min (2) 各轴输入功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 各轴输出功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 （3） 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩为： I轴 II轴 III轴 卷筒轴 各轴输出转矩 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P （Kw）转矩 T （Nm）转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.4814.5028900.962.5I 轴3.343.2727.6027.0511560.955.8II轴3.183.12152.17149.13199.30.953.79III轴3.022.96548.24537.2825.590.971卷筒轴2.932.75531.90500.0052.590.94四、减速器的结构铸铁减速器机体结构尺寸表： 名称符号数值机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径16机盖与机座联接螺栓直径12联接螺栓的间距180轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径d8至外机壁距离26至外机壁距离22至外机壁距离18至凸缘边缘距离24至凸缘边缘距离16轴承旁凸台半径22凸台高度h49外机壁至轴承座端面距离50圆柱齿轮外圆与内机壁距离10圆柱齿轮轮毂端面与内机壁距离8机座肋厚m7机盖肋厚7轴承端盖外径126和135轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离s146、186、170五、传动零件的设计计算 第一对齿轮（高速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按卷扬机传动方案，选用直齿圆柱轮传动； （2）精度等级选7级精度（GB10095-86） （3）材料选择。由表10-1（常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 （4）选小齿轮齿数为 =20，大齿轮齿数 其中i=u2、按齿面接触强度设计 公式如下： （1）确定公式内的各值计算 1）、试选=1.3 4）、计算小齿轮传递的转矩 5）、由表10-7选取齿宽系数=1 6）、由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 7）、由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 8）、由式（10-30） N=60j 计算应力循环次数。=6011561（282808）=.= 9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.95, =0.98 10）、计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： =0.95600=570 =0.98550=539 (2) 计算 1）、试算小齿轮分度圆直径 =40.230 mm 2)、计算圆周速度 =2.43 m/s 3）、计算齿宽b及模数 =140.230=40.230 mm =2.012 mm h=2.25=2.252.012=4.53mm b/h=40.2304.53=8.88 4）、计算载荷系数K 已知使用系数。根v=2.43 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.10。由表10-4用插入法查得7级精度的小齿轮相对支承非对称布量时=1.417 由图10-13查得=1.33 由表10-3查得=1.0 ，所以载荷系数 =11.101.01.417=1.559 6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）得： =42.742mm 7)、计算模数 = mm3 按齿根弯曲强度设计 （1）确定计算参数 1）、计算载荷系数 =11.061.41.35 =2 2)、根据纵向重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88 3)、计算当量齿数 4)、查取齿形系数,由表105查得 ， 5)、查取应力校正系数得： ，1.825 6）、由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.82, =0.86 8)、计算弯曲疲劳许用应力 取疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得： = 9）、计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大 （2）设计计算 mm 对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.46 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=50.99 mm来计算应有的齿数。于是有： 取 =24 =524=120 取 =1204几何尺寸计算 （1）计算中心距 mm 将中心距圆整为：153mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，所以参数、等不必修正 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 mm mm (4) 计算齿轮宽度 mm 圆整后取 =40mm, =60mm5 验算 合适第二对齿轮（低速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动； （2）精度等级选7级精度（GB10095-86） （3）材料选择。由表10-1（常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 （4）选小齿轮齿数为 =24，大齿轮齿数 。取=72 （5）选取螺旋角。初选螺旋角 =2、按齿面接触强度设计 公式如下： （1）确定公式内的各值计算 1）、试选=1.6 2）、由图10-30选项取区域系数=2.433。 3）、由图10-26查=0.78, =0.88则 =+=1.66 4）、计算小齿轮传递的转矩 5）、由表10-7选取齿宽系数=1 6）、由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 7）、由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600，大齿轮的接触疲劳强度极限=550。 8）、由式（10-30） N=60j 计算应力循环系数。=601921（3830015）=.=/3.01= 9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.92, =0.96。 10）、计算接触褡许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： =0.92600=552 =0.96550=528 所以 =(+)/2=(552+528)/2=540 (2) 计算 1）、试算小齿轮分度圆直径 =65.07mm 2)、计算圆周速度 =0.65 m/s 3）、计算齿宽b及模数 =165.07=65.07 mm =2.63 mm h=2.25=2.252.63=5.92mm b/h65.07 / 5.92=10.99 4)、计算纵向重合度 =1.903 5）、计算载荷系数K 已知使用系数。根v=0.65 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.01 。由表10-4查得的计算公式与直齿轮相同，则： =1.42 由图10-13查得=1.35 由表10-3查得=1.4 ，所以载荷系数 =11.011.41.42=2.0 6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）得： =65.07=70.09mm 7)、计算模数 = mm3 按齿根弯曲强度设计 （1）确定计算参数 1）、计算载荷系数 =11.011.41.35 =1.91 2)、根据纵向重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88 3)、计算当量齿数 4)、查取齿开系数 由表10-5查得 ， 5)、查取应力校正系数得： ，1.766 6）、由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.82, =0.86 8)、计算弯曲疲劳许用应力 取疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得： = 9）、计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大 （2）设计计算 mm 对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=3.0 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=70.09 mm来计算应有的齿数。于是有： 取 =24 =3.0124=72.44 取 =724几何尺寸计算 （1）计算中心距 mm 将中心距圆整为：140mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，所以参数、等不必修正 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 mm mm (4) 计算齿轮宽度 mm 圆整后取 =70mm, =75mm5 验算 合适六、轴的计算1、第III轴的计算 轴的输入功率为，轴的转速为，轴的输入转矩为 。 2、求作用在齿轮上的力 由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径 ，则：3、初步确定轴的最小直径 按式（5-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3 于是有： 取最小直径为40mm.4轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案选用图15-22a所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a为了满足轴向定位要求，1-2轴段要制出一轴肩，故取2-3段的直径=46mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。先取=82mm。 b初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用但列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=46mm，查手册P72由轴承产品目录中初步选取03尺寸系列，0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，故和均取50mm，所以=29.25 =T+a+s+(70-66)=29.25+12.25+8+4=53.5mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位。则定位高度h=（0.70.1）d，取h=5mm，则=55mm。c取安装齿轮处的轴段6-7的直径=55mm；而55mm;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=66mm，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d，取h=5mm，则轴环的直径=60mm。轴环宽度1.4hb，取=12mm。=79.75d轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与一轴的距离l=30mm（参考图15-21），故=50mm。5、求轴上的载荷 在确轴承的支点位置时，从手册中查得30310型圆锥滚子轴承a=21mm.由图可知作为支梁的轴的支承跨距：0。所得轴的弯矩图和扭矩图如下所示： （1）计算支反力 又 将各已知数代入解得 =1548.79 N ， （2）计算弯矩M （3）计算总弯矩 （4）计算扭矩T 5、按弯矩合成应力校核轴的强度 校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据（15-5），取 ，则： 根据选定材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 因此 ， 所以安全。 6、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 由轴的简图加以受力分析可知只需校核第IV个截面两侧即可 （2）截面VII左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV左侧的弯矩 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 由轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及按附表3-2查取。由 ，经插值后可查得 =1.0 =1.31 又由附图3-1可查得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按式（附3-4）为 查附图3-2得，； 轴按磨削加工，查附图3-4得，则： 又由 ，取；，取； 于是，计算安全系数按式15-6、15-7、15-8则得 故可知其安全。 （3）截面VII左侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV右侧的弯矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 截面上的扭矩为 过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取=0.8,于是得： =3.02 , =0.8=0.83.02=2.42 轴按磨削加工，查附图3-4得，则： 于是，计算安全系数按式15-6、15-7、15-8则得 故可知其安全。七、键的选择和校核1、I轴（1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，故采用平键联接。当轴（与联轴器连接）的直径d=40mm。根据此直径从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=12mm,高度h=8mm. 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=110。（2）键联接强度的校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力取其平均值，。键的工作长度l=L-b=110-12=98mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。由式（6-1）得： 可见联接的挤压强度满足要求。 同理第二轴第三轴算法一样。八、轴承的的选择与寿命校核 第III轴的轴承计算 已知：，。轴承预期计算寿命：3815300=108000h，轴的转速为（1）选择轴承型号为30310。（2）求两轴承受到的径向载荷和 将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由力分析可知 、分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向载荷；、分别为左右轴承的径向载荷。 (3) 求两轴承的计算轴向力和 对于30310型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力， 查表6-7得，额定动载荷， 。则： 按式13-11得 （4）求当量载荷、 由表13-5分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 对轴承2 因轴承运转中载荷变动较小，按表13-6，故左右轴承当量动载荷为： 因为，所以按左边轴承的受力大小验算： =1169223h 108000h 故所选轴承可满足寿命要求。九、联轴器的选择 1、类型选择 为了隔离振荡和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2、载荷计算 由前面计算得轴的输入转矩为， 根据表14-1，选取工作情况系数 于是计算转矩按式14-3得 3、型号选择 查表8-5弹性套柱销联轴器按满足，被联接轴的转速不应超过所选联轴器允许的最高转速，即，协调轴孔的直径等校核的要求选择联轴器 选取型号为：HL3型此型号联轴器的一些参数如下列：公称转矩 500Nmm ，许用转速为 ，轴孔直径d = 40轴孔类型为Y型，其长度为112 mm， D = 160mm质量为8 Kg6 ，转动惯量为0.6Kg，径向补偿量=0.15，角向= 十、润滑方法、润滑油牌号本减速器采用油润滑方法参考表7-1选取全损耗系统用油（GB443-89）牌号：L-AN22因为此牌号润滑油主要适用于小型机床齿轮箱，传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。参考资料机械设计（第七版）；机械设计课程设计手册（第二版）；机械设计课程设计指导书（第二版）；机械设计课程设计图册（第三版）；机械设计手册2.0（软件版）。机械原理 （第六版）材料力学（第三版）