带式输送机传动装置专业课程设计方案报告书.doc

一、设计题目带式输送机传动装置课程设计1、 传动装置简图；2课程设计任务：已知二级减速器，运送机工作转矩T/（N.m ）为620N. m，运送带工作速度0.9m/s,卷阳筒直径:360mm.工作条件：持续单向运转，工作时有轻微震动，有效期限为8年，中档批量生产，两班制工作，运送速度容许误差5。二、电动机选取1、按工作规定和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式构造，电压380V,Y型。2、计算功率 =Fv/1000=3.1 Kw 系统传动效率 机构V带传动齿轮传动滚动轴承（一对）联轴器卷筒传动效率0.900.980.980.990.96符号因此： 0.920.980.980.980.980.980.980.990.82其中齿轮为8级精度级别油润滑因此Pd=Pw/3.8 kw拟定转速圏筒工作转速=47.77转二级减速器传动比为7.150（调质）因此电动机转速范畴 339.42390通过比较，选取型号为 Y132S-4其重要参数如下：电动机额定功率P电动机满载转速nm电动机伸出端直径电动机伸出端安装长度 5.5kw1440(r.min-1)38mm80mm三、传动比分派及转动校核总转动比:i= =30.1选取带轮传动比i1=3，一级齿轮传动比i2= 3.7,二级齿轮传动比i3=2.97、由于电动带式运送机属通用机械，故应以电动机额定功率作为设计功率，用以计算传动装置中各轴功率。0轴（电动机）输入功率：=5.5kw1轴（高速轴）输入功率：=5.50.92=5.06kw2轴（中间轴）输入功率：=5.50.920.980.98=4.86kw3轴（低速轴）输入功率：=5.50.92=4.62kw4轴（滚筒轴）输入功率: =5.50.920.990.96=4.484kw8、各轴输入转矩计算：0轴（电动机）输入转矩：=36.47 Nmm1轴（高速轴）输入转矩：=100.67 Nmm2轴（中间轴）输入转矩：=357.66 Nmm3轴（低速轴）输入转矩：=986.38 Nmm4轴（滚筒轴）输入转矩： =957.35 Nmm轴编号名称转速/(r/min)转矩/(N.mm)功率/KWI电动机转轴14403.6475.5II高速轴4801.00675.06III中间轴129.733.57664.86IV低速轴44.739.86384.62V卷筒轴44.739.57354.484四、三角带传动设计拟定计算功功率1 由课表8-6 查得工作状况系数=1.2，故 =1.25.5 =6.6 kw2.选用窄V带类型 依照 由课图8-9 拟定选用SPZ型。3拟定带轮基准直径由2表8-3和表8-7取积极轮基准直径 =80 mm依照2式（8-15）， 从动轮基准直径 。=380=240 mm依照2表8-7 取=250 mm按2式（8-13）验算带速度=6.29 m/s 25 m/s 带速度适当4拟定窄V带基准长度和传动中心距 依照 0.7（+） 积极轮上包角适当6计算窄V带根数 由 =1440 r/min =80 mm =3 查课表8-5c 和课表8-5d得 =1.60 kw =0.22kw查课表8-8得 =0.95 =0.99 ，则 =3.856取 =4 根。7计算预紧力查课表8-4得 =0.065 Kg/m， 故=550.3N 8计算作用在轴上压轴力 = =4346.38 N9.带轮构造设计略。五、齿轮传动设计高速级齿轮传动设计选取齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为 40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14初选小齿轮齿数为2。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，因此按齿面接触疲劳强度进行设计。 设计公式：拟定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433，,=0.765，,=0.945. =0.765+0.945 =1.710由表查得齿宽系数1.0。查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：560MPa. 由计算公式：N=算出循环次数：604801（288300） 2.76=4.38再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数=0.94，=1.05.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1。=0.94590=554.6Mpa=1.05560=588Mpa=571.3MPa4、计算小齿轮分度圆直径,由计算公式得：53.87mm=199.32mm计算小齿轮圆周速度：v=1.35m/s计算齿宽b及模数m.b=齿高:h=2.252.376=5.346mm =10.08计算纵向重叠度：0.318122tan14 1.744计算载荷系数K已知使用系数=1已知V1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数=1.05由表查得：计算公式： 1.120.18（10.6）0.2353.87 1.42再由表查： =1.33， =1.2公式： =11.21.051.42=1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径： =55.91mm计算模数：=2.466mm5、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：拟定计算参数：计算载荷系数：=11.051.21.33 =1.676依照纵向重叠度：1.744，从表查得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数： =24.82 =86.87由课表105查取齿形系数=2.63， =2.206查取应力校正系数=1.588， =1.777再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限380MPa再由表查得弯曲疲劳系数： =0.85，=0.9计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.35 =314.8Mpa =253.3MPa计算大，小齿轮，并加以比较：=0.01327=0.0155大齿轮数值大，选用大齿轮 =0.0155设计计算： 对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数不不大于由齿面接触强度计算法面模数，取原则模数=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=53.87mm来计算齿数： =26.1取26则=976、几何尺寸计算：计算中心距：将中心距圆整为：127 mm 按圆整后中心距修正螺旋角： 因值变化不大，故参数等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：=53.69mm=200.3mm计算齿轮宽度：=153.69=53.69mm取=54mm,=60mm8、高速级齿轮传动几何尺寸名称计算公式成果/mm法面模数mn2面压力角n20o螺旋角14.4o分度圆直径d153.69d2200.3齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=53.69+21257.69da2=d2+2ha*mn=200.3+22204.3齿根圆直径df1=d12hf*mn=53.6921.25248.69df2=d22hf*mn=200.3221.25195.3中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）127=2(22+81)/（2cos14.4o）齿宽b2=b54b1=b2+(510)mm603、齿轮构造设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴构造。大齿轮采用腹板式构造。代号构造尺寸计算公式成果/mm轮毂处直径D1D1=1.6d=1.64572轮毂轴向长LL=(1.21.5)dB54倒角尺寸nn=0.5mn1齿根圆处厚度00=(2.54) mn8腹板最大直径D0D0=df220216板孔分布圆直径D2D2=0.5(D0+D1)144板孔直径d1d1=0.25(D0D1)35腹板厚CC=0.3b218 （二）、低速齿轮机构设计1、已知129.73r/min 2、选取齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为 40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14初选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，因此按齿面接触疲劳强度进行设计。 设计公式：拟定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768，,=0.945 =0.789+0.945 =1.713选齿宽系数1.0。查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：560MPa. 由计算公式：N=算出循环次数：60129.731（288300） 2.99=1再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数=0.90，=0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1。=0.90590=531Mpa=0.95560=532Mpa=531.5MPa4、计算小齿轮分度圆直径,由计算公式得：87.86mm计算小齿轮圆周速度：v=0.596m/s计算齿宽b及模数m.b=mm齿高:h=2.253.04=6.85mm =12.83计算纵向重叠度：0.318128tan14 2.22计算载荷系数K已知使用系数=1已知V0.596m/s，7级齿轮精度，由表查得动载荷系数=1.03由表查得：计算公式： 1.150.18（10.6）0.2387.86 1.428再由课表103查： =1.33， =1.2公式： =11.031.4281.2=1.765再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径： =90.78mm计算模数：=3.146mm5、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：拟定计算参数：计算载荷系数：=11.031.21.33 =1.644依照纵向重叠度：2.22，从课图1028查得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数： =31.59 =91.38再由课表105查取齿形系数=2.505， =2.20查取应力校正系数=1.63， =1.781计算大，小齿轮，并加以比较：=0.00769=0.00737小齿轮数值大，选用小齿轮 =0.00737设计计算： mm对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数不不大于由齿面接触强度计算法面模数，取原则模数=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=90.78mm来计算齿数： =44.04取44得1276、几何尺寸计算：计算中心距：将中心距圆整为：177mm 按圆整后中心距修正螺旋角： 因值变化不大，故参数等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：=90.56mm=263.44mm计算齿轮宽度：=190.56=90.56mm取=90mm,=95mm7、低数级齿轮传动几何尺寸 名称 计算公式成果/mm 面 基数 mn2 面压力角 n20o螺旋角13.7o分度圆直径d390.56d4263.44齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=90.56+21294.56da2=d2+2ha*mn=263.44+212267.44齿根圆直径df1=d12hf*mn=90.5621.25285.56df2=d22hf*mn=263.4421.252258.44中心距a=mn(Z1+Z2)/2cos177齿宽b2=b90b1=b2+(510)mm95六、轴设计（一）、高速轴设计1、轴材料与齿轮1材料相似为40Cr调质。2、按切应力估算轴径由表153查得，取A0=106轴伸出段直径d1A0(p1/n1)1/3=106(5.06/480)1/3=23.2mm取d1=32mm3、轴构造设计1)、划分轴段轴伸段d1；过密封圆处轴段d2；轴颈d3,d7；轴承安装定位轴段d4,d6;齿轮轴段。2)、拟定各轴段直径由于轴伸直径比强度计算值要大许多，考虑轴紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽量从较小值增长，因而，取 d2=34mm，选取滚动轴承30207，轴颈直径d3=d7=35mm。齿轮段尺寸。分度圆直径d=53.69 da=57.69df=48.693)、定各轴段轴向长度。由中间轴设计知 轴长L253.5+伸出端长度由带轮厚度拟定（1.52）d,取64mm选用轴向长度为20 （2030）别的长度依照中间轴各段长度拟定4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力作用点及支点跨距拟定。AC=57mm CD=170mm AB=227mm(2)、绘轴受力图。( 3)、计算轴上作用力：Ft1=2T1/d1=2100.67103/54=3728.5NFr1=Ft1tann/cos1=3728.5tan20o/cos14.4=1401NF1=Ft1tan1=3728.5tan14.4o=957N (4)、计算支反力绕支点B力矩和MBZ=0，得RAZ=Fr1170+Fa1d1/2227 =(140170+95727) 227 =1163N同理：MAZ=0 ,得RBZ=Fr157-Fa1d3/2 227=(140157-97527) 227 =238N校核：Z=RAZFr1+RBZ =238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点B力矩和MBy=0，得RAY=3728.5170/227=2792由MAy=0，得RBY=3728.55/227=936N校核：Z=RAY+ RBY Ft1=936+2792-3728=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内弯矩图。C处弯矩：MCZ左= RAZ57=66291NmmMCZ右= RBZ170=40460NmmMCY=RAY57=279257=159144Nmm (6)、合成弯矩MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663NmmMC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm (7)、转矩及转矩图。T2=100670Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数=-1b/0b=55/95=0.58T2=0.58100670=58389NmmC处：MC左=MC左=159144MC右=M2C右+(T2)21/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (9)、校核轴径。C剖面：dC= (MC右/0.1-1b)1/3=(174279/0.155)1/3=31mm43mm强度足够。 (10)、轴细部构造设计由表61查出键槽尺寸：bh=149(t=5.5，r=0.3)；由表62查出键长：L=45；（二）、中间轴设计 1、选取轴材料。因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3材料一致，故材料为45钢调质。由表151查得：硬度217255HBS 0b=95MPa-1b=55MPa抗拉强度极限：=640MPa屈服强度极限：s=355MPa弯曲疲劳极限：b-1=275MPa剪切疲劳极限：-1=155MPa许用弯曲应力：b-1=60MPa2、轴初步估算依照表153，取A0=112d=112=37.46mm考虑该处轴径应当不不大于高速级轴颈处直径，取D1=dmin=40mm3、轴构造设计（1）、各轴段直径拟定。初选滚动轴承，代号为30208 .轴颈直径d1=d5=dmin=40mm.齿轮2处轴头直径d2=45mm齿轮2定位轴角厚度。hmin=(0.070.1)d，取hmin=5mm该处直径d2=54mm齿轮3直径：d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm由轴承表511查出轴承安装尺寸d4=49mm(2)、各轴段轴向长度拟定。轴承宽度B=19.75mm ,两齿轮端面间距离4=10mm别的如图4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力作用点及支点跨距拟定。AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm(2)、绘轴受力图。( 3)、计算轴上作用力：齿轮2：Ft2=2T2/d2=2357.66103/200.3=3571.2NFr2=Ft2tann/cos2=3571.2tan20o/cos14.4=1342NF2=Ft2tan2=3571tan14.4o=917N齿轮3：Ft3=2T3/d3=2357.66103/90.56=7899NFr3=Ft3tann/cos3=7899tan20o/cos13.7=2959N F3=Ft3tan3=7899tan13.7o=1926N(4)、计算支反力绕支点B力矩和MBZ=0，得RAZ=Fr2(88+72)+Fa2d2/2+Fa3d3/2Fr372217 =(1342160+917100.15+192645.26-722959) 217 =833N同理：MAZ=0 ,得RBZ=Fr3(57+88)+Fa3d3/2+Fa2d2/2Fr257 217=(2959165+917100.15+192645.26-134257) 217 =2450N校核：Z=RAZ+Fr3Fr2RBZ =833+2959-1342-2450=0计算无误同样，由绕支点B力矩和MBy=0，得RAY=(3571160+789972)/217=5449N由MAy=0，得RBY=（357157+7899145）/217=6021校核：Z=RAY+ RBY Ft3Ft2=5449+6021-3571-7899=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内弯矩图。C处弯矩：MCZ左=RAZ57=83357=43316NmmMCZ右=RAZ57Fa2d2/2=83357917100.15=-48522NmmD处弯矩：MDZ左=RBZ72+Fa3d3/2=245072+192645.26=263609NmmMDZ右=RBZ72=176400水平面弯矩图。MCY=RAY57=544957=283348NmmMDY=RBy72=602172433512Nmm(6)、合成弯矩处：MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640NmmMC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473NmmD处：MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368NmmMD右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=533660Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数=-1b/0b=55/95=0.58T2=0.58533660=309523NmmC处：MC左=MC左=286640MC右=M2C右+(T2)21/2=(2874732+3095232)1/2=422428NmmD处：MD左=M2D左+(T2)21/2=(5073682+3095232)1/2=588346NmmMD右=M2D右=468027Nmm(9)、校核轴径。C剖面：dC= (MC右/0.1-1b)1/3=(422428/0.155)1/3=42.5mm45mm强度足够。D剖面：dD= (MD右/0.1-1b)1/3=(588346/0.155)1/3=46.7mm85.56mm(齿根圆直径)强度足够。(10)、轴细部构造设计由表61查出键槽尺寸：bh=149(t=5.5，r=0.3)；由表62查出键长：L=45； (11)中间轴精准校核：对照轴晚矩图和构造图，从强度和应力集中分析，G都是危险段面，但是由于，还受到扭矩作用，再由II断面弯矩要不不大于I处，因此当前就对II处进行校核。轴材料为45钢，调质解决，由手册查得： 。由手册查得：剖面安全系数： 抗弯断面系数：抗扭断面系数：弯曲应力幅：弯曲平均应力 扭转切应力幅：平均切应力：键槽所引起有效应力集中系数 再由手册查得，表面状态系数=0.92，尺寸系数剪切配合零件综合影响系数，取进行计算：剪切配合零件综合影响系数，取进行计算，由齿轮计算循环次数，因此取寿命系数 综合安全系数：因此具备足够强度。（三）、低速轴设计1、轴材料与齿轮4材料相似为45钢调质。2、按切应力计算轴径。由表153查得，取A0=112轴伸出段直径d1A0(p3/n3)1/3=112(4.62/44.73)1/3=52.5mm考虑与卷筒轴半联轴器相匹配孔径原则尺寸选用，取d1=50mm,则轴孔长度L1=84mm3、轴构造设计1)、划分轴段d1;过密封圆处轴段d2;轴颈d3,d8;轴承安装定位轴段d4；轴身d5,d7；轴头d6。2)、拟定各轴段直径。取d2=52mm选取滚动轴承30211，轴颈直径d3=d8=55mm.，轴承宽22.754、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力作用点及支点跨距拟定。AC=67mm CB=141mm AB=208mm(2)、绘轴受力图。( 3)、计算轴上作用力：Ft4=2T4/d4=2986380/263.44=7488NFr4=Ft4tann/cos4=7488.5tan20o/cos13.7=2805NF4=Ft4tan4=7488tan13.7o=684N (4)、计算支反力绕支点B力矩和MBZ=0，得RAZ=Fr4141+Fa4d4/2208 =2335N同理：MAZ=0 ,得RBZ=Fr467-Fa4d4/2 208 =470N校核：Z=RAZFr1+RBZ =4708+2335-2805=0计算无误同样，由绕支点B力矩和MBy=0，得RAY=7488141/2208=5076由MAy=0，得RBY=748867/208=2412N校核：Z=RAY+ RBY Ft1=2412+5076-7488=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内弯矩图。C处弯矩：MCZ左= RAZ67=156445NmmMCZ右= RBZ141=340374NmmMCY=RAY67=340092Nmm (6)、合成弯矩MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614NmmMC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm (7)、转矩及转矩图。T2=986380Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数=-1b/0b=55/95=0.58T2=0.58986380=572100NmmC处：MC左=MC左=374614MC右=M2C右+(T2)21/2=(5721002+3764142)1/2=684826Nmm (9)、校核轴径。C剖面：dC= (MC右/0.1-1b)1/3=(684826/0.155)1/3=50mm62mm强度足够。 (10)、轴细部构造设计由表61查出键槽尺寸：bh=1811由表62查出键长：L=70； 七、滚动轴承校核计算（一）中间滚动轴承校核计算选用轴承型号为30208由表916查得Cr=59.8 kN,=42.8kNe=0.371、作用在轴承上负荷。1)、径向负荷A处轴承FR=(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512NB处轴承FR=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N2)、轴向负荷3)、轴承受力简图。外部轴向力FA=Fa3Fa2=1926917=1009N从最不利受力状况考虑FA指向B处轴承，如上图所示。轴承内作轴向力S=Fr=0.375512=2039NS=0.4Fr=0.376500=2405N因FA+S=1009+2039=30482405=S轴承被压紧，为紧端，故Fa=S=2039NFa=FA+S=3048N2、计算当量功负荷。轴承，Fa/Cor=2039/42800=0.04764查课表13-5，=0.42Fa/Fr=2039/5512=0.37,X1=1Y1=0动载荷系数fp=1.1当量动载荷pr=fp(X1Fr+Y1Fa)=1.15512=6063N轴承：Fa/Cor=3048/42800=0.071=0.44Fa/Fr=3048/6500=0.47=0.44，X2=0.44，Y2=1.26当量功载荷Pr=fa(X2Fr+Y2Fa)=1.1(0.446500+1.263048)=7371N3、验算轴承寿命因PrPr,故只需验算轴承。轴承预期寿命与整机寿命相似，为：830016=38400h轴承实际寿命Lh10=16670/n2(Cr/Pr)=16670/129.73(59800/7371)3=128554h38400具备足够使用寿命。4、轴承静负荷计算经计算，满足规定；计算过程略。经校核，高、低轴轴承均满足规定八、平键联接选用和计算1、中间轴与齿轮键联接运用及计算。由前面轴设计已知本处轴径为：d2=45由表61选取键14950键接触长度 L=d2b=5014=36,接触度h=h/2=9/2=4.5mm由机械设计表62查出键静联接挤压作用应力p=120MPap=2T2/d2lh=(2357.66103)/(45364.5)=98MPaP键联接强度足够2、低速轴与齿轮4键联接选用及计算。由前面轴设计已知本处轴径为：d4=62由表61选取键181170键接触长度 L=d2b=7018=52,接触度h=h/2=11/2=5.5mm由机械设计表62查出键静联接挤压作用应力p=120MPap=2T2/d2lh=(2986.38103)/(62525.5)=111MPaP键联接强度足够九联轴器选取计算由于低速级转矩较大，故选用弹性柱销联轴器，型号为HL5计算转矩：K=1.5986380=1479.6Nm转速 n=44.73 d=50因此由表可知：强度和转速均满足规定十、箱体及其附件设计选取 1、零部件名称符号件速器尺寸关系箱座壁厚18箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度b130箱座凸缘厚度b13地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数量n6轴承旁联结螺栓直径d1M6盖与座联接螺栓直径d2M14联接螺栓d2间距L125200轴承端盖螺钉直径d3M8检查孔盖螺钉直径d4M8定位销直径d83、油标尺尺寸设计如图 由表721，选用为M12d 。D=20 b=6 h=28 d2=12 a=10 D1=16 d1=4参照文献：1、没有注明为机械设计课程设计书。2、机械设计教材。3、机械原理教材。总效率=0.82Y132S4电动机P=5.5KWN=1440(r.min-1)积极轮基准直径 =80 mm从动轮基准直径 250 mm实际中心距533.73mm包角V带根数453.87mm=199.32mm模数M2.376齿宽B53.87齿数2697中心距a=127 mm螺旋角=分度圆直径=53.69mm=200.3mm齿宽b=53.69mm=60mm=54mm，=87.86mmb=87.86mm