机械设计基础课程设计设计带式运输机的传动装置.docx

计算项目计算内容计算结果确定电动机型号1.理论总传动比i2.各级转速 （2）输入功率3.各轴转速、转矩4)各轴运动和动力参数汇总表1）确定计算功率Pca（2）选取普通V带带型（3）确定带轮基准直径 dd1和dd2a. 初选ab验算带速（4）确定普V带的基准长度和传动中心距（5）验算主轮上的包角（6）计算V带的根数Z（7）计算初拉力 F0（8）计算作用在轴上的压轴力FQ2. 带传动主要参数汇总表小链轮齿数计算功率选取链节距链的校核（1）选齿轮类、精度等级、材料及齿数2. 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算参数数值2）计算a.按弯曲强b. 计算齿宽b及模数mnc 计算宽度d验算齿面接触强度e计算圆周速度（1）选齿轮类、精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计算齿轮宽度b3验算齿轮弯曲强度4齿轮的圆周速度 齿轮参数汇总表 轴的简化布置高速轴的相关计算确定轴各段的大轴的受力分析简图，弯矩扭矩图轴的受力计算水平面受力计算垂直面的受力计算当量弯矩计算轴的校核确定轴段直径中间轴的简图轴各段的大致长度轴的受力分析，弯矩，扭矩轴在各平面受力计算水平面的受力计算垂直面的受力计算当量弯矩计算，合力计算轴的强度校核中间轴直径确定低速轴的简图轴的受力简图，弯矩，扭矩图轴段长度的大致计算水平面受力计算，弯矩垂直面内的受力，弯矩当量弯矩，扭矩的计算轴的强度校核确定直径键的强度校核键的强度校核键的强度校核高速轴轴承的选择轴承的强度校核中间轴滚动轴承的选择联轴器校核低速轴滚动轴承的选择滚动轴承强度校核(一)、设计任务书（一）设计题目 设计带式运输机的传动装置，其工作条件是：1. 鼓轮直径D=420mm2. 传送带运行速度v=0.9m/s3. 鼓轮上的圆周力F=3.3KN4. 工作年限10年每天8小时5. 小批生产 参考方案：电动机V带传动二级圆柱齿轮减速器工作机（鼓轮带动运输带）图（1）传动方案示意图1电动机 2V带传动 3展开式双级齿轮减速器4 链传动 5连轴器 6滚筒传送带（二）设计任务： 设计一带式运输机的传动装置，按照给定的传动方案：1. 选择适当的原动机2. 设计计算传动零件（带、齿轮及选择联轴器）3. 设计计算部分支承零件和连接件4. 完成减速器设计装配图一张，零件图一张二、传动方案设计（一）传动方案说明1.将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2. 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。3.将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。电动机的选择输出功率pw=FV1000=33000.91000=带联链轴3齿2=0.960.990.920.9930.972Pd=pw=3.710.8s因此选电动机的额定功率在46KW,卷筒的工作转速nw=601000vD=6010000.93.14420又茶机械设计手册知两圆柱齿轮的传动比在840则电动机的转速选择范围在3271640r/min 综合考虑电动机Y132S3-4电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132S2-45.51500 2.21440三）总传动比的确定及各级传动比的分配i=n满nw=144040.9要求i齿1=（1.31.5）i齿2，i带=24 i链=24由于 i平=435.2 由计算可以得i齿1= 3.64 i齿2=3 i链=2 i带=1.61 n1=n满i带=14401.61n2=n1i齿1=894.413.64 n3=n2i齿2=245.723n4=n3i链=81.912 nw=n4 由P1=Pd带=4.640.96 P2=P1承齿=4.450.990.97 P3=P2承齿=4.270.990.97 p4=p3链承=4.100.920.99Pw=P4链联=3.730.920.99T0=9550Pdn= 4.641440 9550T1=9550P1n1=95504.45894.41T2=9550P2n2=95504.27245.72T3=9550P3n3=95504.1081.91T4=9550P4n4=95503.7340.96 Tw=9550pww=95503.4040.96轴号电动机轴轴轴轴IV轴工作轴转速n（r/min）1440894.41245.7281.9140.9640.96功率4.644.454.274.103.733.40转矩30.7747.51165.96478.02869.67792.72传动比35.21.613.643.002.001.00效率三、 传动的设计（一）V带传动设计Pc =KAPd每天工作8小时，工作机为带式运输机，由【2】Pca =KAPd=1.24.64根据Pca，n1，由查表确定选用普通V带A型 dd2=i带(1-）dd2=1.61(1-0.01)90设为0.01v= dd1 n带60100 =903.141440601000 v在525m/s范围内，符合要求i=dd2dd1/(1-)根据0.7（dd1+dd2） a 0 2（dd1+dd2）初步确定中心距a0=200mmDm=dd1+dd2/2 =dd2-dd1/2L=Dm+2a+2a=3.14120+2200+302200由表选取Ld=800m实际的中心距a=L-Dm4+1(L-Dm)2-824amin=a-0.015Ld=209.5-0.015800amax=a+0.03Ld=209.5+0.03800=180-dd2-dd1a60 主动轮上的包角合适查手册可得P0 基本额定功率得P0=1.07 P0额定功率的增量P0=0.10K包角修正系数得K=0.95KL长度系数得KL=0.85取6根由F0min=5002.5-KPcaK2v+qv2=5002.5-0.955.570.9566.74+0.106.742=1.5F0min=1.5116.9=175.4NFQ=2F0zsin2=2175.46sin1632带型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA800690150209.5175.42081.7 链轮的设计取z1=25,则z2=iz1=225已知P=3.73PW 工况系数KA=1.5 Pc=KAPkzkp=1.53.731.341.0查表可知kz=(z119)1.08=1.34 kp=1.0 km=1.0 p0=pckzkm=4.181.34根据P0=3.12PW,n=40.96r/min选用20A滚子链 链节距p=31.75mm初定中心距a=40PLP=z1+z22+2aP+Pa(z2-z12)2=25+502+240PP+P40P(50-2523.14)Lp=120节实际的中心距a=p4120-z1+z22+2120-z1+z22-8(z1+z22)2=31.754120-25+502+2(120-25+502)2-8(50-252)2v=z1pn60000=2531.7581.9160000符合要求有效拉力 F=1000pv=10003.731.08轴上载荷 FQ=1.2KAF=1.21.53454由于6217.2Q=86700 因此满足要求。由表知排距为35.76mm 齿轮设计计1高速级齿轮传动设计1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=220接触疲劳强度极限MPa弯曲疲劳强度极限 Mpa 大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=190接触疲劳强度极限 MPa弯曲疲劳强度极限 Mpa接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1.25,SF=1.25载荷系数K=1.34初选螺旋角=15。 H1=Hlim1SH=5701.25H2= Hlim2SH=4001.25F1=FE1SF=4401.25F2=3301.25计算公式：d132KTu+1du(ZEZHZH) mm 初选载荷系数K=1.3齿轮传递的转拒T=47.51kNmm齿宽系数d=0.8 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 区域系数zH=2.5接触疲劳寿命系数 取Z1=20,Z2=3.6420故实际传动比i=73/20i=3.64-3.563.64齿形系数 zv1=20(cos15)3 zv2=73cos15。3根据以上数据 查表可得；YFa1=2.84 YFa2=2.25 YSa1=1.57 YSa2=1.76因 YFa1YSa1F1=2.841.57352YFa2YSa2F2=2.251.76264因为0.01270.0150故因对打齿轮进行弯曲强度进行计算法向模数mn3YFa2YSa2F22KTdz12 =30.0152475101.60.8202查表选取标准mn=2中心距a=mn(z1+z2)2cos取a=98mm=cos-1m(z1+z2)2a齿轮分度圆直径d1=mnz1/cos18。2252d2=mnz2/cos18。2252 齿宽b=dd1=0.842.151 取b1=45mm b2 = 40mm H=ZEZHZ22TKbd2224.563.56=189.82.52cos18。2252221.3475104.5645151.423151.4233.56 因为181.01H2=320MPa 所以合适安全v =d1n齿601000=3.1442.151894.4160000 有手册可知满足8级精度要求 2低速级齿轮传动设计1 为提高传动平稳性及强度，选用直齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=220接触疲劳强度极限MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=190接触疲劳强度极限 MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa SH=1.1,SF=1.25K=1.5 d=0.8 ZH=2.5 ZE=189.9 H3=Hlim3SH=5701.1H4= Hlim2SH=4001.1F3=FE1SF=4401.25F4=3301.25T2=165.96计算公式 d32KTu+1du(ZEZHH) =321.51659604.0(2.5189.8)20.83.0(363.6)2取z3=30,z4=3.030故实际的传动比i=9030模数m=d1z3=112.2230按手册取标准的模数m=4,实际的d1=430d2=490=360mm中心距 a=d1+d22=120+3602齿宽 b=dd1=0.8120 取b1=101mm 圆整后b1=101mm，b2=96mm 根据以上数据查表可得 齿形系数YFa1=2.6 YFa2=2.24YSa1=1.63 YSa2=1.80F1=2KTYFa1YSa1bz1m2=21.51659602.61.63963016 F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=2.241.802.61.6345.8因此齿安全的v=dn601000=3.14245.72112.2260000对照手册可知选用8级精度是合适的齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)齿顶圆da(mm)齿根圆df(mm)精度等级Z12042.15146.15139.6518Z273151.423155.423148.923传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b2(mm)3.5698218。225240低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)齿顶圆da(mm)齿根圆df(mm)精度等级Z3301201281158Z490360368355传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b4(mm)3.02404096(四） 传动轴的设计 轴的大致布局(1) 高速轴的设计k为齿轮与内壁的距离k=10mm c为保证滚动轴承放入想以内c=5mm 初取轴承宽度n1=20mm n2=24mm n3=24mma. 确定各轴段长度L1=20mmL2=15mmL3=45mmL4=126mmL5=20mmL6=36mmL7=48mm(带)则轴承跨距为L= L1+ L2+L3+L4+L5=20+15+45+126+20采用齿轮轴结构轴的材料采用45号钢调质处理轴的受力分析如图LAB=L=236mmLAC=n12+c+k+22.5=10+5+10+22.5LBC=LAB-LAC=236-47.5LBD=L6+L7=36+48a 计算齿轮的啮合力Ft0=2000T0d=200030.7732Ft1=2000T1d1=200047.5142.151Fr1=Ft1tancos18。2252=2254.28tan20cos18。2252Fa1=Ft1tan=2254.28tan18。2252b 求水平面内的支承反力，做水平面内的弯矩图RAX=Ft1LBCLAB=2254.28188.5236RBX=Ft1-RAX=2254.28-1800.56MCX=RAXLAC=1800.5647.5c求轴在垂直面内的支反力，做垂直面的弯矩图RAY=Fr1LBC-LBDFt0+Fa1d12LAD=864.60188.5-1923.1384+749.0742.1512236RBY=Fr1-RAY+Ft0=864.60-72.97+1923.13MCY+=RAYLAC-Fa1d12=72.9747.5-749.0742.1512MCY-=RBYLBC+Fa1d12+Ft0LCD=2714.76188.5+749.0742.1512+1923.13272.5MB=Fa1d12-Ft0LBD=749.0742.1512-1923.1384d 求支承反力，做轴的合成弯矩，转矩RA=2RAX2+RAY2=21800.562+72.972RB=2RBX2+RBY2=2453.722+2714.762MC+=2MCX2+MCY+2=285526.62+(-12320.95)2 MC-=2MCX2+MCY-2=285526.62+1051572.212MB=-145755.90 NmmT=894410 Nmm轴的初步计算轴的材料为45号调质钢b=650MPa,-1=58.7Mpa =0.6 危险截面C带入数据计算d3102M2+T2=31021055044.512+(0.6894410)258.7根据经验公式de=0.81.2dm=(0.81.2)32参考带轮标准轴孔直径，取减速器高速端的轴端直径de=32mmb.确定各轴段直径d1=45mmd2=52mm（根据滚动轴承）d3=60mm(根据危险截面的最小直径)d4=52mmmmd5=45mmd6=38mmd7=32mm(3) 中间轴尺寸中速轴简图b.确定各轴段长度L1=39mmL2=45mmL3=10mmL4=111mmL5=39mm支承跨距为轴的受力分析如图LAB=L= L=2(c+k)+45+10+101+n2=2(5+10)+45+101+24LAC=c+k+45+242=5+10+45+242LBC= LAB- LAC=200-49.5LBD= c+k+101+242=5+10+101+242计算齿轮啮合力Ft2=2000T2d2=2000165.96151.423Fr2=Ft2tancos=2192.01tan20cos18。2252Fa2=Ft2tan=2192.01tan18。2252Ft3=2000T3d3=2000478.02120Fr3=Ft3tan=7967.00tan20求水平面内的支承反力，做水平面内的弯矩图RAX=Ft2LBC+Ft3LBDLAB=2192.01150.5+7967.0077.5200RBX=Ft2+Ft3-RAX=2192.01+7967.00-4736.70MCX=RAXLAC=4736.7049.5MDX=RBXLBD=5422.3177.5求垂直面内的支承反力，作弯矩图RAY=Fa2d22-Fr2LBC+Fr3LBDLAB=728.38151.4232-840.72150.5+2899.7577.5200RBY=Fr3-Fr2-RAY=2899.75-840.72-766.75MCY+=RAYLAC-Fa2d22=766.7549.5-728.38151.4232MCY-=Fa2d22-Fr2LBC+Fr3LBD=728.38151.4232-840.72150.5+2899.7577MDY=RBYLBD=766.7577.5求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图RA=2RAX2+RAY2=24736.702+766.752RB=2RBX2+RBY2=25422.312+1292.282MC+=2MCX2+MCY+2=2234466.652+(-51696.38)2MC-=2MCX2+MCy-2=2234466.652+(153349.01)2MD=2MDX2+MDY2=2420229.032+(59423.13)2T=165960Nmm轴的初步计算由以上数据可知D为危险截面, 轴的材料为45号调质钢b=650MPa,-1=58.7Mpa =0.6d3102M2+T2=3102424409.642+(0.6165960)258.7在此轴段上开了槽，直径增大4%，dd43.71mm有经验公式dd=（0.30.35）a=(0.30.35) 98a. 确定各轴段直径d1=50mmd2=56mmd3=62mmd4=56mmd5=50mm1）低速轴的结构图 轴的受力分析简图如图根据各段配合情况L1=n3+c+s=24+5+10L2=96mmL3=10mmL4=c+k+45=5+10+45L5=n3=24mmL6=36mmL7=40mm(与滚子链)支承跨距L=2(c+k)+45+10+101+n3=25+10+45+10+101+24LAB=L=210mmLBC=n3+1012+c+k=24+1012+5+10LAC=LAB-LBC=210-77.5LAD=L6+L7=36+40计算轴的啮合力Ft4=2000T3d4=2000478.02360Fr4=Ft4tan20=2655.67tan20Ft5=2000T4d=2000869.6740求水平面内的支承反力，做水平弯矩图RAX=Ft4LBCLAB=2655.6777.5210RBX=Ft4-RAX=2655.67-980.07MCX=Ft4LAC=2655.67132.5求垂直面内的支承反力，并作弯矩图RAY=Fr4LBC-Ft5LBDLAB=(966.5877.5-43483.5286)RBY=Fr4-RAY-Ft5=966.58+58863.67-43483.5MAY=Ft5LAD=43483.576MCY=Fr4LBC=966.5877.5求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图RA=2RAX2+RAY2=2980.072+(-112444.01)2RB=2RBX2+RBY2=21675.62+(30584.88)2MA=MAY=3304746NmmMC=2MCX2+MCY2=235851.552+74909.952T=478020轴的材料为45号钢调质处理b=650MPa,-1=58.7Mpa =0.6 危险截面为A截面d3102M2+T2=310233047462+(4780200.6)258.7因此只要保证A截面大于或者52.9mm按经验公式，减速器低速级的危险截面直径确定各段轴直径d1=55mmd2=63mmd3=70mmd4=63mmd5=55mmd6=48mmd7=40mm由机械设计手册表，取轴端倒角2.045，各轴肩处圆角半径R=1.6mm (五) 连接键的选择1高速轴联轴器的键联接(1) 选择类型及尺寸根据d7=32mm，L7=48mm，l= L7-(510)=4043 选用A型普通键，bh=108 L=40mm(2) 键的强度校核a. 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb= 68mmb. 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPa，p=4000Tdbl=400047.5132840p=18.6p2.中间轴上键连接根据 d2=56mm L2=45mm 所以 l= 3540初选A型普通键，bh=1610 l=40 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPa，p=4000Tdbl=4000165.96561640p=18.5p键安全合格d4=56mm L4=111mm l=101106A型普通键，bh=1610 l=103 k = 0.5h =5 mm强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPa，p=4000Tdbl=4000165.965616103p=7.2p因此该键安全3 低速轴的键选择根据 d=63mm L=96mm,l=8691初选A型普通键，bh=1811 l=90强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPa，p=4000Tdbl=4000478.02631890p=18.7p因此该键安全该轴上另开键处 d=40 L=40 l=3035 初步选择A型普通键 bh=128 l=34强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=115MPa，p=4000Tdbl=4000478.02401234p=113.8p因此该键安全(六)联轴器的选择由链轴上的转矩T=869.67 转速n=40.96 根据机械设计手册表 工况系数KA=1.2转矩Tc=KAT=1.2869.67=1043.6初选HL4联轴器ZC4084JB42112 许用转矩为T=1250N/m许用转速n=4000r/min因为TcT nn 故该联轴器满足要求。 (七)轴承设计（一）减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。（二）高速轴轴承寿命计算1. 预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年(年工作日为300天)。预期寿命Lh=830010=24000 h2.由前面的计算结果可知轴承所受的径向力Fr=864.60N 轴向力Fa=749.07N 轴承工作转速n=894.41r/min初选滚动轴承6009,根据机械设计手册，基本额定动负