带式输送机的传动系统设计-机械设计课程设计.docx

机 机械设计课程设计设计说明书设计“带式输送机的传动系统”机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定 2 二、电动机的选择 2 三、运动、动力学参数计算 4 四、传动零件的设计计算 5 五、轴的设计 13 六、轴承的寿命校核 26 七、 键联接强度校核计算 28 八、润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择 29 九、减速箱体结构尺寸 30 十、 设计小结 31 十一、 参考文献 32 计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为5%；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修为23年，大批生产；三相交流电源的电压为380/220 V。（1） 原始数据：运输机工作周转矩F=3100N ；带速n=45r/min滚筒直径D=340mm二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）工作机所需功率：P=FV/1000因为 ，把数据带入式子中得n=45r/min,所以P=31000.8/1000=2.48kW(2)1）传动装置的总效率：总 =0.990.94050.96030.98010.95040.832)电动机的输出功率：Pd= P/总=2.48/0.83=2.99kW3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：nw=601000V/D=600000.8/3.14340=44.96r/min 按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为23和35，则总传动比范围为Id=615。故电动机转速的可选范围为nd=Idnw=（615）68.97=413.81034.6r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案方案电动机型号额定功率P/kW电动机转速传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比外伸轴颈轴外伸长度Y132S-63.0100096021.333880Y132M-83.075071015.783880综合各方面因素选择第种方案，即选电动机型号为Y132M-8机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速(r/min)中心高mmY225S-83.0710132三、运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i=nm/nw=710/44.96=15.782、分配各级传动比: 按表3-4取闭式圆柱齿轮啮合的传动比：i1=4圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/ i1=15.78/4=3.951. 计算各轴转速（r/min）nI=n=710nII=nI/ i2=710/3.95=180nIII=nII/ i1=180/4=45nIV= nIII=452.计算各轴的功率（kW）PI=Pd联轴器=2.990.99=2.96PII=PI轴承圆锥齿轮=2.960.9405=2.78PIII=PII轴承圆柱齿轮=2.780.9603=2.67PIV= P*轴承*联轴器=2.670.98010.9504=2.493.计算各轴扭矩（Nm）Td=9550* Pd/ nm =95502.99/710=40.22TI=9550*PI/nI=95502.96/710=39.81TII=9550*PII/nII=95502.78/180=147.49TIII=9550*PIII/nIII=95502.67/45=566.63TIV=9550* PIV/nIV=95502.49/45=528.43Td、TI、TII、TIII、TIV依次为电动机轴，和工作机轴的输入转矩。参数 轴名电动机轴轴轴轴工作机轴转速r/min7107101804545功率P/kW2.992.962.782.672.49转矩/n*m40.2239.81147.49566.63528.43传动比13.94411效率0.990.94050.96030.98014.验证带速V= nIII=0.8m/s误差为=-0.0035%,合适四、传动零件的设计计算圆锥齿轮的设计计算已知输入功率P1=P=2.96Kw,小齿轮的转速为710r/min，齿数比为u=3.95，由电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天），二班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度（GB10095-88）2)选择小齿轮材料为40Cr钢,调质处理，硬度为HBS1=260，大齿轮为45钢（调质处理），硬度为HBS2=230，两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。3）选齿数Z1=25 Z2=uZ1=253.95=993)确定材料的许用应力由图7-18（a）按碳钢查MQ线得 确定寿命系数ZN，由已知条件，取 ZN1=ZN2=1确定尺寸系数Zx，由图7-20查得 Zx1=ZX2=1确定安全系数SH，由表7-8取 SH=1.0同理由图7-18(a)查得 Hlim1=720Mpa Hlim2 =580Mpa计算许用接触应力H H1=ZNZxHlim1/SH=11720/1.0=720 H2=ZNZXHlim2/SH=11580/1.0=5803.根据设计准则，按吃面接触疲劳强度设计。接触强度公式：d1=34KT1R1-0.5R2（ZNZEH）2确定上式中的各计算数值如下（1） 选取载荷系数 Kt=1.5（2） 选取齿宽系数 R=0.3（3） 由表7-5得材料的弹性影响系数 ZE=189.8Mpa0.5(4)由图7-5确定节点区域系数 ZH=2.5(5)试算所需小齿轮直径d1td1t34KT1R1-0.5R2（ZNZEH）2=341.53.9811020.31-0.50.32（2.5189.8580）2=57.24.确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆（1）确定使用系数KA，按电动机驱动，载荷平稳7-2取KA=1（2）计算平均圆周速度Vm=d1tn1601000=57.21-0.50.3710601000=1.8查表7-7，题目给定的7级精度足够，由齿轮的速度与精度查图7-8的Kv=1.13（4） 确定齿间在和分配系数K锥距 R=d1t2+12=57.23.952+12=116.5齿宽初定 b=RR=0.3116.5=35圆周力计算 Ft=2000T1dm1=200039.8157.21-0.50.3=1637.6单位载荷计算 Ftb=1637.635=46.8N/mm0.85b 按式7-34计算得KH=1.5KHe=1.51.1=1.65（5） 计算载荷系数 K=KAKvKKH=11.131.21.65=2.24（6） 按实际载荷系数修正所算的分度圆直径d1=d1t3KKt=57.232.241.5=65.4（7）试算模数 m=d1z1=65.425=2.615.齿根弯曲强度计算 公式为 m34KT1R1-0.5R2z122+1YFa YsaH确定上式中的各计算数值如下（1）确定弯曲极限应力值，取Flim1=300 Mpa Flim2=220 （2）由已知条件取弯曲疲劳寿命系数 YN1=YN1=1（3）由表7-8确定弯曲疲劳安全系数，查得SF=1.25（4）由图7-23确定尺寸系数，的Yx=1（5）计算弯曲强度许用应力得 F1=Flim1YST YNYxSF=3002111.25=480 Mpa F2= Flim2YST YNYxSF=2202111.25=352 Mpa（7） 确定齿形系数YFa1 ，YFa2 计算分度圆锥角 2=tan-1=tan-13.95=75.790 1=900- 2=900-75.790=14.210计算齿数Zv1，Zv2 为cos1Zv1=Z1cos1=25cos14.210=25.8 ，Zv2=Z2cos2=99cos75.790=396 查表7-16取YFa1=2.64，YFa2=2.08（8） 计算大小齿轮的YFaYFaH值 YFa1YFa1H=2.641.58480=0.00869 YFa2YFa2H2=2.081.92352=0.011345 大齿轮的数值大（9） 将以上各值代入公式计算得m34KT1R1-0.5R2z122+1YFa YsaH=342.243.9811040.31-0.50.322523.952+10.011345=1.94 由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的按表7-9圆整为m=2。在根据接触疲劳强度计算出的分度圆直径d1=65.4，协调相关参数与尺寸为 Z1=d1m=65.42=32.7 取Z1=34 Z2= Z1=3.9534=135 锥齿轮分度圆直径为d1=m Z1=234=68 d2=2135=270 这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。 圆柱直齿轮的设计计算 已知：输入功率P2=2.78，小齿轮转速为180r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天二班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。 1选择齿轮材料 根据题设条件看，小齿轮采用40Cr钢，调质处理，硬度HBS1=260；大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度HBS2=230；两齿轮齿面硬度差为30 HBS，符合软齿面传动设计要求。（2）选齿数Z1=24 Z2=Z1=96 2确定材料的许用接触应力 （1）确定接触疲劳极限应力Hlim 由图7-18（a）查得MQ线得Hlim1=720 Hlim2=580 （2）确定寿命系数ZN 小齿轮循环次数 N1=60n1jLh=601801283008=4.1108 大齿轮循环次数 N2=4.11084=1108 由图7-19查得 ZN1=1 ZN2=1（3）确定尺寸系数Zx，由图7-20查得Zx=Zx=1（4）确定安全系数SH，由表7-8取SH=1.05（5）计算许用接触应力HH1=ZNZxHlim1SH=117201.05=686H2= ZNZxHlim2SH=115801.05=5523根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触疲劳强度公式为 d132KT1d+1 ZE ZHZH2确定上式的各计算数值如下（1）选取载荷系数 Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55106p1n1=9.551062.78103180=147.49（3）确定齿宽系数d，由表7-6选取齿宽系数d=0.8（4）确定材料的弹性影响系数ZE，ZE=189.8 （5）确定节点区域系数ZH，由图7-14得 ZH=2.5（6）确定重合度系数Z，由式（7-9）计算重合度系数为=1.88-3.21Z1+1Z2=1.72由式（7-8）计算重合度系数Z=4-3=0.872（7）试算所需小齿轮直径d1d1t32KT1d+1 ZE ZHZH2=321.31.471050.854 0.872189.82.55522=704确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径（1）确定使用系数KA，按电机驱动载荷平稳，取KA=1（2）确定动载系数KV计算圆周速度V=d1n1601000=70180601000=0.66 m/s故前面取8级精度合理由齿轮的速度与精度查图7-7得 KV=1.05（3）确定齿间载荷分配系数K 齿宽初定 b=d d1t=0.870=56单位载荷 KAFtb=211.471055670=75 N/mm0.07d,取h=5mm,轴环处处的直经d-=65mm,L-1.4h,取L-=7mm, 5)取箱体小圆锥齿轮的中心线为对称轴， L-=57mm L-=29+10=39 mm 6)取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm（参见图12-21）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm（参见图12-21），已知深沟球轴承宽度B=29mm,大锥齿轮轮彀长L=30mm则 L-=B+S+a+(61-57)=57 mm L-=L+a+c+s-L-=67 mm至此，已初步确定轴的各段直径和长度。（5） 轴上零件的周向定位。齿轮，半联轴器与轴的周向定位独采用平键连接。按d4-5由查表4-1得平键截面，键槽长为56mm，同时为了保证齿轮与轴承配合有良好的对中性，选择齿轮轮彀与轴的配合为H7/m6（直径为60，处于50-250之间）；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为,半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的配合为m6公差说明：k6 滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来实现。由前面的轴的计算知：（1）45的轴段与联轴器相连对于k6，根据查表3-4得：下偏差ei=0 查表3- 2标准公差的数值查得：IT6=13所以：下偏差es=ei+IT=0+13=+13 =+0.013mm （2） 的轴段与轴承相连选择m6 根据表3-4得：下偏差ei=+11=+0.011mm 查表3- 2标准公差的数值查得：IT6=13所以：下偏差es=ei+IT=+11+13=+24 =+0.024mm （3） 的轴段与齿轮轮彀配合 同理可得：该处的轴的上下偏差为：+0.011mm、+0.024mm（6） 确定轴上圆角和倒角尺寸。低速轴的参数值表7.3 低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度L8060575776739轴段直径45505560656055轴肩高度2.52.52.52.52.52.54.轴的强度校核 1）齿轮上的作用力的大小 =200Ft=2000T3d2=3728 N Fr=Fttan=1357 N利用受力平衡和弯矩平衡可列平衡方程如下： 得：F1=839 N F2=518 N显然水平方向不收弯矩，下面计算垂直方向的弯矩： T=F1L2=51179 Nmm3）画弯矩扭矩图：载荷分布如下:低速轴上的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力FFnv1=839 NFNv2=518 N弯矩MMv=51179 Nmm总弯矩Mv=51179 Nmm扭矩TT=566630 Nmm按弯扭校核轴的疲劳强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由计算公式得，式中：C截面的计算应力（MPa) 折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根 据文献1中P290应取折合系数 抗弯截面系数（mm3），根据文献8中P142知：ca=M12+T2W=511792+0.6566630221600=2339.3Pa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献1表12-1查得：，因此，故安全。7.1.7.精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面。截面A，II，III，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定的，所以截面A，II，III，B处均将无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合剂键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，截面C也不必校核。截面VI和VII显然更不必校核。由于机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。（2） 截面IV左侧，由公式知：抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV左侧的弯矩M为： M= Mv612461 = 5117961-2461=31043Nmm 截面IV左侧的扭矩M为： T3=566630 Nmm 截面上的弯矩应力 b=MW=3104316683=1.8 MPa截面上的扭转切应力 T=T3Wt=56663033275=17 MPa轴的材料为45号钢，调质处理。由表12-1查得： 截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数，由机械设计手册查取。因，经插值后可查得查得尺寸系数扭转尺寸系数。轴按车削加工，查得表面质系数为轴未经表妹强化处理，即，则按式2-19得综合影响系数为 又由机械设计手册查得应力折合系数于是，计算安全系数，按式（12-6)-(12-8)则得 故可知安全。（3） 截面IV右侧 由公式知：抗弯截面系数 抗弯截面系数 弯矩M及弯矩应力为M=Mv61-2461= 5117961-2461=31043 Nmm B=3104321600=1.43 Mpa扭矩及扭矩切应力为 T3=566630 Nmm T=T3Wt=56663043200=13.11 MPa 过盈配合处由手册查得过盈配合处的; 轴按车削加工，查得表面质量系数为；尺寸系数；扭转尺寸系数。所以轴在截面IV右侧的安全系数为 故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬间时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。中间轴的设计（轴）轴端齿轮的分度圆直径由前面的中高速级齿轮设计可知：小圆柱齿轮的分度圆直径：d1=76 mm 大圆锥齿轮的大端分度圆直径：d2=270 mm 轴的材料的选择 取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。轴的最小直径 根据资料可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，由表12-3按45钢查得 中间轴的功率（KW），由表3-6可知：P2=2.78 KW 中间轴的转速（r/min），由表3-6可知： n2=180 r/min 因此： dmin=A03P2n2=11232.78180=27.8 mm 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 中间轴的装配方案如下图7.6所示：中间轴的结构与装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径和。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用,由表10-2可选3型圆锥滚子轴承。由表13-1中参照工作要求并根据dmin=27.8，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其基本尺寸资料如上表7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为， dDT=30mm72mm20.75mm故。d-=d-=30mm为了使封油环可靠地夹紧圆柱齿轮和圆锥齿轮，与圆柱齿轮配合的轴-段应小于其齿宽，与圆锥齿轮配合的轴-段也应小于其轮毂。故： L-=B-2=69-2=67mm 由前面的低速轴设计知：低速轴的两轴承之间的长度57+57+7+67+39=227mm 而： L-+L-+L-=67+4+28=99mm 轴承的宽度为20.75mm 则： L-=L-= 227-99/2=64 mm取非定位轴肩，则d-=d-=30+21.5=33 mm 。应两齿轮都采用轴肩定位，故其中间应有一轴环，其轴肩高度 h=h=（0.070.1）d-=（0.070.1）33=2.313.3 mm 取 h=h=2.5mm，则轴环的宽度L-1.4h=1.42.5=3.5 mm，故取至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.6所示，并归纳为下表7.7所示，中间轴的参数值参数名称参数符号轴的截面（mm）轴段长度646742864轴段直径3033373330轴肩高度1.52.52.51.5轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。由表4-1按 d-=33mm查得圆柱齿轮与轴连接的平键截面。键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为；查得圆锥齿轮与轴连接的平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为，与圆锥齿轮配合的轴的直径尺寸公差也为。对于k6，查表3-4得：下偏差ei=0 查表3- 2标准公差的数值查得：IT6=13所以：下偏差es=ei+IT=0+13=+13 =+0.013mm 7.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸由表12-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.6。高速轴的设计（轴）轴端齿轮的分度圆直径由上述前面的中高速级齿轮设计可知：小圆锥齿轮的大端分度圆直径：d1=68 mm轴的材料的选择 取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。轴的最小直径 根据下述计算公式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献1中表12-3按45钢查得 高速轴的功率（KW），P=2.96kw 高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：n0=710r/min 因此: dmin=A03P2n2=11232.96710=18 mm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，故需同时选取联轴器的型号。其计算公式为： 式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献1中表11-1按转矩变化小查得， 高速轴的转矩（），由表3-6可知：T0=39810 Nmm因此： Tca=KAT0=1.539810=59715 Nmm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003查得(即上表），选用HL1型弹性柱销联轴器。由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 式中：轴处轴肩的高度（），根据文献1中P283页的知识知：定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取。 初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，由表10-2可选3型圆锥滚子轴承。根据文献2中表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承320/32，其基本尺寸资料如下表7.5所示由已知可知该轴承的尺寸为，故；而为了使滚子轴承被封油环和端盖可靠夹紧，与之配合的轴的长度要略小于轴承的宽度，因此去，此时便确定了处的轴肩高度。为了加工的方便性，取与小圆锥齿轮配合的轴-段的直径与与-处相同，即则轴肩。两滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位。有上表可知320/32型轴承