一级带式运输机传动装置机械设计专业课程设计.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目： 设计带式运输机传动装置姓名： 、 学号： 班级： 成绩： 指导老师： 完成时间： 2 机械设计课程设计任务书班级： 姓名： 学号： 设计题目： 设计带式运输机传动装置运动简图： 工作条件及原始数据： 电动机驱动，工作寿命8年（每十二个月工作300天、两班制、每班8小时），带式输送机工作载荷平稳，单向运转。输送带拉力F 1.4 kN；输送带速 v 1.55 m/s；滚筒直径 D 250 mm 设计工作量：1.减速器0#装配图1张（0#坐标草图一同交上）2.关键零件图23张（输入轴、输出轴、大齿轮，均为3#白图）3.设计说明书1份（手写、打印均可）完成时间： 目录1、传动方案确定32、电动机选择33、计算总传动比及分配各级传动比54、运动参数及动力参数计算65、传动零件设计计算76、轴设计计算147、滚动轴承选择及校核计算208、键联接选择及计算219、箱体结构设计2210、润滑密封设计2511、联轴器设计2512、设计参考资料2613、设计小结26计算过程及计算说明结果一、传动方案确定第七组：设计带式运输机传动装置1、工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。2、原始数据：滚筒圆周力F=1400N；带速V=1.55m/s；滚筒直径D=250mm。3、传动简图：图一二、电动机选择1、电动机类型选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：3、传动装置总功率：a=带3轴承齿轮联轴器滚筒 =0.950.9930.970.990.96=0.8494、电机所需工作功率： Pw=FV/1000=14001.55/1000=2.17KWPd= Pw /总=2.17/0.849=2.56KW5、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.55/（250）=118.47r/min 按手册表1推荐传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I齿轮 =35。取V带传动比I带=24，则总传动比理时范围为Ia=620。故电动机转速可选范围为nd=Ian筒=（620）118.47=7112374r/min符合这一范围同时转速有750、1000、和1500r/min。依据容量和转速，由有表19-1查出适用电动机型号：方案电动机型号额定Kw电动机转速n(r/min)同时转速满载转速1Y100L2-43150014402Y132S-6310009603Y132M-83750710综合考虑多方面原因，选择第二种方案，即选电动机型号为Y132S-6，则电动机技术参数以下表：方案电动机型号额定功Kw电动机转速n(r/min)同时转速满载转速2Y132S-6310009606、确定电动机型号依据以上选择电动机类型，所需额定功率及同时转速，选定电动机型号为Y132S-6。其关键性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/118.47=8.102、分配各级传动比据指导书表2-1，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=35合理）i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=8.10/4=2.025四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n电机=960r/minnI = n电机/i带=960/2.025=474.07(r/min)nII = nI /i齿轮=474.07/4=118.51(r/min)2、计算各轴功率（KW）P电机=2.56KW输入轴：PI= P电机带轴承=2.560.950.99=2.41KW输出轴：PII= =2.560.950.9920.97=2.31KW滚筒轴：PIII=带3轴承齿轮联轴器=2.560.950.9930.970.99 = 2.27KW4、计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106 PI/ nI =9.551062.41/474.07 =48549NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062.31/118.51 =186149NmmTIII=9.55106PI/nI=9.551062.27/118.47=182987Nmm轴明细表：轴名功率P（KW）转矩T（Nmm）转速r/min传动比电动机轴2.56254679604轴2.4148549474.07轴2.31186149118.512.025卷筒轴2.27182987118.47五、传动零件设计计算1、皮带轮传动设计计算（1）、选择一般V带截型由书本表2-10得：ka=1.1PC=KaP=1.12.56=2.82KW由书本2-17得：选择A型V带（2）、确定带轮基准直径，并验算带速推荐小带轮基准直径为75mm 则取dd1=125mm dd2=n1/n2dd1=960/474.07125=253mm取dd2=250mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960125/250 =480r/min传动比误差为：（i。i）/i =2.025-2/2.025 =0.01251200（适用）（5）确定带根数依据书本表（2-5）P0=1.37KW依据书本表（2-7）P0=0.11KW依据书本表（2-9）K=0.974依据书本表（2-2）KL=1.01Z =PC/(P0+P0)KKL =2.82/(1.37+0.11) 0.9741.01 =1.87根Z =2根(6)计算轴上拉力由书本表2-1查得q=0.1kg/m，由式单根V带初拉力：F0=+qV2=(2.5/0.974-1)+0.16.282N=177.33N则作用在轴承压力FQFQ=2ZF0sin1/2=22177.33sin（168.1/2）=705.51N2、齿轮传动设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传输功率不大，所以齿轮采取软齿面。小齿轮选择40Cr调质，齿面硬度为241286HBW，取260 HBW。大齿轮选择45钢，调质，齿面硬度197255HBW ，取230HBW；选8级精度。(2)确定许用应力 确定相关参数以下：传动比i齿=4 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=424=96 齿数比：u=i=4查表4.193得：Hlim1=710Mpa Hlim2=580Mpa查表4.213得：Flim1=600Mpa Flim2=450Mpa查表410得：SHlim1=1.1FHlim1=1.25N1=60474.07830012=8.19108N2=N1/u =2.05108查图420 ZN1=1.016 ZN2=1.068查图422 YN1=0.872 YN2=0.898查图423 YX1= YX2=1H1=Hlim1ZN1/SHmin=（7101.016/1.1）Mpa=655.78MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=（5801.068/1.1）Mpa=563.13MpaF1=Flim1 YX1YN1/SFmin=（6000.872/1.25）Mpa=418.56MpaF2=Flim2 YX2YN2/SFmin =（4500.898/1.25）Mpa=323.28Mpa(3)按齿面接触疲惫强度设计1、转矩T1TI=9.55106 PI/ nI =9.551062.41/474.07=48549Nmm2、初步算小齿轮直径d1Ad 取Ad=96 =1d196=55.24mm取d1=60mm则齿宽B1= d1 =60mm2、 按齿面接触疲惫强度设计d1KA = 1.5设计齿轮精度等级为8级， V= 取Kv=1.02= 1 查图4.12，取= 1.05表45 = 1.1K = KAKv= 1.51.021.051.1=1.774、计算齿面接触应力 查图4.14得 = 2.5 查表46得 =189.8=1.713=d1 = = 50.83mm模数：m=d1/Z1=50.83/24=2.12mm取标准模数：m=2.5mmd1= m Z1 =60mm = 60mm(4)校核齿根弯曲疲惫强度有图4.18查得 = 2.58 = 2.22有图4.16查得 =1.62 =1.75因= 1.713 所以得=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.713=0.688依据（411）式 =54.68F1= 418.56Mpa=37.09F2 =323.28Mpa大小齿轮弯曲疲惫强度满足要求(5)确定齿轮关键尺寸d1 = 60mm = d1=60mmd2 = d1i=604 =240mm = 54mma=（d1 + d2）/2 =（60+240）/2=150mm(6)计算齿轮圆周速度VV=d1n1/601000=3.1460474.07/601000=1.49m/s名称小齿轮大齿轮中心距a150mm传动比i4d60mm240mmZ2496m2.5mm2.5mm齿顶高系数11顶隙系数0.250.25da65mm245mmdf53.75mm233.75mm齿宽b60mm54mm六、轴设计计算1、 低速轴设计计算各轴间用圆角过渡 倒角（1）按扭矩初算轴径选择45钢调质，硬度217255HBW依据表31，取C=120d0C=120(2.31/118.47)1/3mm=32.29mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d0=32.29(1+5%)mm=33.90mm选d0=34mm2、轴结构设计为满足轴上零件定位，紧固要求和便于轴装拆，常将轴做成阶梯状。小齿轮直径小，能够直接铸造到轴上，为了能选择适宜圆钢和降低切削加工量，阶梯轴各相邻轴段直径不宜相差太大，通常非定位轴肩取1 2mm，定位轴肩取510mm。各段两个阶梯之间直径之差视具体情况而定。为了便于切削加工，一根轴上圆角半径应尽可能相同；各退刀槽（砂轮越程槽）应取相同宽度及相同倒角尺寸；一根轴上各键槽应开在轴同一母线上。为了便于加工和检测，轴直径应取圆整值；和标准件配合轴段应取标准值。为了便于装配，轴端应加工出倒角。单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采取过渡配合固定（2）确定轴各段直径、圆角和长度由外向内确定各段直径，由内向外确定各段长度工段：d1=34mm 长度取L1=50mm有表12-13 R= 1.6mm h=3mm考虑轴承端面和箱体内壁，齿轮端面和箱体内壁应有一定距离，经过密封盖轴段长应依据密封盖宽度。II段:d2=d1+2h=34+23=40mmd2=40mm L2=40mm初选择6009型申购球轴承，其内径为45mm,宽度为16mm. 取套筒长为20mm，取该段长为mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故III段 长：L3=（2+24+16）= 42mm 直径d3=45mm段直径： c = 1 h = 1.5d4=d3+2h=45+21.5=48mm长度L4=54-2=52mm段直径d5=56mm. 长度L5=12mm段直径d6=45mm 长度L6=28mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=224mm3、按弯矩复合强度计算已知d1=34mm求转矩：已知T2=186149Nmm求圆周力：Ft依据书本P142得Ft=2T2/d1=2186149/34=10949N求径向力FrFr=Fttan=10949tna200=3985.45因为该轴两轴承对称，所以：(1)绘制轴受力简图（图a）（2）绘制垂直面弯矩图（图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=1992.73NFAZ=FBZ=Ft/2=5474.5N由两边对称，知截面C弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=1992.7350/2=49818.25Nmm (3)绘制水平面弯矩图（图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=5474.550/2=136862.5Nmm(4)绘制合弯矩图（图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(49818.32+136862.52)1/2=145647Nmm(5)绘制扭矩图（图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=186149Nmm(6)绘制当量弯矩图（图f）转矩产生扭剪文治武功力按脉动循环改变，取=1，截面C处当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=1456472+(1186149)21/2=236356Nmm(7)校核危险截面C强度e=Mec/0.1d43=236356/0.1483=21.31MPa -1b =60MPa该轴强度足够。2 、高速轴设计计算（1）按扭矩初算轴径选择45调质钢，硬度（217255HBW）依据书本表6-3取c=115d0c(P3/n3)1/3=115(2.41/474.07)1/3=19.8mm取d0=22mm6.2.2轴结构设计（1）轴零件定位，固定和装配 单级减速器中，能够将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采取键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴各段直径和长度 初选6006型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为13mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为18mm，则该段长31mm。d0=22mmd1=22mm L1=40m d2=28mm L2=40mmd3=30mm L3=31mm d4=36mm L4=10mmd5=48mm L5=60mm d6=36mm L6=10mmd7=30mm L7=31mm L=226mm轴明细表： 低速轴高速轴d1=34mm L1=50mmd1=22mm L1=40mmd2=40mmL2=40mmd2=28mmL2=30mmd3=45mmL3=42mmd3=30mmL3=31mmd4=48mmL4=52mmd4=36mmL4=10mmd5=56mm L5=12mmd5=48mm L5=60mmd6=45mmL6=28mmd6=30mmL6=33mmL=224mmd7=30mmL7=31mmL=222mm七、滚动轴承选择及校核计算低速轴轴承6009 B=16mm d = 45mm D= 75mm低速轴轴承6006 B=13mm d = 30mm D= 55mm八、键联接选择及校核计算8.1输入轴和带轮联接采取平键联接轴径d1=22mm,L1=40mm查手册123页得，选择A型平键，得：键A 632 GB/T1096- L=32mmTI =48549Nmm h=6mm依据书本P149(6.15）式得p= =448549/22632 =45.97Mpap=110Mpa8.2输出轴和大齿轮联接用平键联接轴径d4=48mm L4=64mm T2=186149Nmm查手册123页得， 选择A型平键键1456 GB/T1096-L =56mm h=9mm据书本P149(6.15）式得p=4186149/48956=30.8Mpap =110Mpa8.3输出轴和传送带联接用平键联接轴径d1=34mm L1=50mm T2=186149Nmm查手册123页得， 选择A型平键键1045 GB/T1096-L =45mm h=8mm据书本P149(6.15）式得p=4186149/34845=60.8Mpap =110Mpa九、箱体结构设计减速器箱体采取铸造（HT200）制成，采取剖分式结构为了确保齿轮佳合质量。1. 机体有足够刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采取侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面距离H大于40mm。为确保机盖和机座连接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.33.机体结构有良好工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区位置，并有足够空间，方便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔和凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B 油螺塞：放油孔在油池最底处，并安排在减速器不和其它部件靠近一侧，方便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：因为减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡。E 位销：为确保剖分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联结凸缘长度方向各安装一圆锥定位销，以提升定位精度。F 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体。减速器机体结构尺寸以下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚12箱座凸缘厚b12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M18地脚螺钉数目a2504轴承旁联接螺栓直径M14机盖和机座联接螺栓直径（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径（0.40.5）M10视孔盖螺钉直径0.30.4）M8定位销直径（0.70.8）10，至外机壁距离查表4.2242018，至凸缘边缘离查表4 .22216外机壁至轴承座端面距离+（812）48大齿轮顶圆和内机壁距离10齿轮端面和内机壁距离11机座肋厚 轴承端盖外径 +（55.5） 98轴承旁连接螺栓距离s以和互不干涉为准，通常取s98十. 润滑密封设计对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型，且传速较低，所以其速度小于12m/s，所以采取浸油润滑。油深度为 从密封性来讲为了确保机盖和机座连接处密封，凸缘应有足够宽度，连接表面应精刨，密封表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间距离不宜太大，并均匀部署，确保部分面处密封性。轴承端盖采取嵌入式端盖，易于加工和安装。十一.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选择弹性套柱销联轴器十三 参考资料1、机械设计高等教育出版社 主编 吕宏 王慧2、机械原理北京大学出版社 主编 王跃进3、材料力学 高等教育出版社 主编 刘鸿文4、交换性和技术测量基础 华南理工大学出版社 主编 黄镇昌十二、设计小结做了两周课程设计，有很多心得体会。在课程设计过程中，有时会感到有些心烦意乱。有好几次，因为不小心，我计算犯错，只能重来。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握相关机械设计知识。经过这次机械课程设计，我对机械有了更深了解，对减速器原理和结构也有了一定了解。经过课程设计，使我深深体会到，干任何事全部必需耐心，细致。F=1400NV=1.55m/sD=250mm总=0.849Pw=2.17KWPd=2.56KWn筒=118.47r/min电动机型号Y132S-6i总=8.10i齿轮=4i带=2.025n电机 =960r/minnI=474.07r/minnII=118.51r/minP电机=2.56KWPI=2.41KWPII=2.31KWPIII=2.27KWTI =48549NmmTII =186149NmmTIII =182987NmmPC=2.82KWdd1=125mm取标准值dd2=250mmn2=480r/minV=6.28m/s取a0=600Ld=1800mma=602.37mmP0=1.37KWP0=0.11KWK=0.974KL=1.01Z=2根F0=177.33NFQ =705.51Ni齿=4Z1=24Z2=96u=4N1=8.19108N2=2.05108ZN1=1.016ZN2=1.068H1 =655.78Mpa H2 =563.13MpaF1=418.56MpaF2=323.28MpaT1=48549Nmmd1=60mmB1=60mmKA = 1.5Kv=1.02= 1.05= 1.1K=1.77 = 2.5=189.8=1.713=0.93m=2.5mmd1= 60mm= 60mm= 2.58 = 2.22=1.62=1.75=0.688=54.68F1=37.09F2a=150mm=60mm=54mmV =1.49m/sd0=34mmd1=34mmL1=50mmd2=40mmL2=40mmd3=45mmL3=42mmd4=48mmL4=52mmd5=56mmL5=12mmd6=45mm L6=28mmL=224mmFt =10949NFr=3958.45NFAY =1992.73NFAZ =5474.5NMC1=49818.3NmmMC2=136862.5NmmMC=145647Nmm T=186149NmmMec =236356Nmme=21.31Mpa -1b =60MPa故该轴强度足够d0=22mmd1=22mm L1=40mmd2=28mm L2=40mmd3=30mm L3=31mmd4=36mm L4=10mmd5=48mm L5=60mmd6=36mm L6=10mmd7=30mm L7=31mmL=222mmA型平键632 GB/T1096-p=45.97MpapA型平键1456 GB/T1096-p=30.8Mpap A型平键1045 GB/T1096-p=60.8Mpap