带式运输机传动装置设计课程设计--毕业论文.doc

目录一 设计任务书1二 电动机的选择2三 传动装置的运动和动力参数计算33.1总传动比 33.2各轴的转速、输入功率、输入转矩3四 V带传动零件的设计计算44.1确定计算功率44.2选取窄V带带型44.3确定带轮基准直径 44.4确定窄V带的基准长度和传动中心距 44.5计算基准长度 44.6计算实际中心矩 44.7验算主动轴上的包角 44.8计算窄V带的根数z44.9计算预紧力54.10计算作用在轴上的压轴力54.11带轮结构设计5五、高速级齿轮设计65.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 65.2按齿面接触强度设计 65.3按齿根弯曲强度设计 75.4几何尺寸计算 95.5结构设计 9六、低速级齿轮设计106.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数106.2按齿面接触强度设计106.3按齿根弯曲强度设计126.4几何尺寸计算136.5结构设计136.6 齿轮作用力的计算 146.7 浸油深度 15七、减速器机体结构尺寸16八、轴的结构设计178.1中间轴的设计计算178.1.1已知条件178.1.2选择轴的材料178.1.3初算轴径178.1.4结构设计178.1.5键连接198.1.6轴的受力分析198.1.7校核轴的强度218.1.8校核键连接的强度218.1.9校核轴承寿命.218.2高速轴的设计与计算228.2.1已知条件228.2.2选择轴的材料228.2.3初算最小轴径238.2.4结构设计238.2.5键连接258.2.6轴的受力分析258.2.7校核轴的强度278.2.8校核键连接的强度288.2.9校核轴承寿命.288.3.低速轴的设计与计算298.3.1已知条件298.3.2选择轴的材料298.3.3初算轴径298.3.4结构设计298.3.5键连接328.3.6轴的受力分析328.3.7校核轴的强度338.3.8校核键连接的强度338.3.9校核轴承寿命 34九、减速器附件的选择与设计35十、减速器箱体的设计.35十一、联轴器的选择36十二、设计小结36十三、参考文献363一 课题设计任务书1.1 设计题目和传动方案1、 题目：带式运输机传动装置设计2、 传动方案：V带两级斜齿圆柱齿轮减速器传动1.2已知条件和设计数据1、己知条件1） 工作条件：两班制，连续单向运动，载荷较毕稳，室内工作，有粉尘，环境温度最高35C2） 使用折旧：8年3） 检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；4） 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V;5） 运输带速度允许误差：5%;6） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2、 设计数据（同学根据本人分配到的题号抄下F V和D的值）1)输送带工作拉力F=3.5kN 2)输送带工作速度v=0.65m/s3)卷筒直径D=340mm二 电动机的选择计算及说明结果2.1选择电动机类型 按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。稳定运转下运送带滚筒所需功率： 运送带滚筒转速为： 由P5表1-7查得1（联轴器）=0.99，2（球轴承）=0.98，3（齿轮传动7级精度）=0.97，4（V带）=0.96。电动机至运送带滚筒之间的总效率为： =所以电动机所需功率为 由表12-1查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为Y100L2-4，则所选取电动机：额定功率为 满载转速为 满载功率为 P=3.2496KWP=2.275KW型号为Y100L24n=1430r/minP=3.2496KW 三 传动装置的运动和动力参数计算计算及说明结果3.1总传动比 选用等浸油深度原则，查表1-8得 （带轮）；3.2计算各轴的转速、功率和转矩：1) 转速：轴I： 轴II：轴III： 2) 输入功率：轴I： 轴II： 轴III：3) 输入转矩：轴I： 轴II： 轴III： 参数轴名输入功率P（KW）转速n(r/min)输入转矩T（N*mm）传动比i轴I 3.1196476.67625004.28轴II2.97111.372550003.05轴III2.8236.51738000四 V带传动设计计算及说明结果4.1确定计算功率 由表8-6查得工作情况系数，故 4.2选取窄V带带型 根据和转速，由图8-11确定 选用A型。4.3 确定带轮基准直径 由表8-8初选主动轮基准直径。根据式（8-15），从动轮基准直径。根据表8-8， 即为基准系列。 所以带的速度合适。4.4确定窄V带的基准长度和传动中心距 根据，初步确定中心距。4.5计算带所需的基准长度由表8-2选带基准长度。4.6 计算实际中心距a 4.7 验算主动轴上的包角 由式（8-6）得 所以主动轮上的包角合适。4.8 计算窄V带的根数z由式（8-22）知由，查表8-4a和表8-4b得 查表8-5，得 ，查表8-2，得 ，则 取。4.9 计算预紧力 查表8-3，得 ，故 4.10 计算作用在轴上的压轴力 4.11查表8-10，带轮宽度B=（z-1）e+2f=(3-1)15+210=50mm4.12带轮结构设计 材料选用HT200. V带A型B=50mm五、高速级齿轮设计计算及说明结果5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动如上图所示，有利于保障传动的平稳性；2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）材料选择。由表10-1选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮，故选。5）初选螺旋角145.2按齿面接触强度设计齿面接触强度计算公式为：1)确定公式内的各计算数值 试选Kt=1.6。 由图10-30选取区域系数。 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得=0.780，=0.865，则=0.780+0.865=1.645。 由表10-7选取齿宽系数。 由表10-6查得材料的弹性影响系数。 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮。 由式10-13计算应力循环次数 由图10-19 查得接触疲劳寿命系数，。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数s=1，由式得 2)计算 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 计算圆周速度 计算齿宽b及模数 计算纵向重合度 计算载荷系数K 取，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由 表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得。故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 计算模数5.3按齿根弯曲强度设计 由式（10-17） 1)确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数。 计算当量齿数 查取齿形系数 由表查得； 查取应力校正系数 由表查得； 查取弯曲疲劳强度极限 由图10-20c 查得小齿轮 ，大齿轮 查取弯曲疲劳寿命系数 由图10-18 查得 ， 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12），得 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。2)设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取=2mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径，由，取，则,取。5.4.几何尺寸计算 1)计算中心距 将中心距圆整为141。 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。3)计算大、小齿轮的分度圆直径4)计算齿轮宽度 圆整后取；。5.5.结构设计 小齿轮齿顶圆直径16Omm且满足齿根圆到键槽底部的距离e16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计齿根圆直径为 53.512*(1+0.25)*2=48.51mm 齿顶圆直径为 14Kt=1.6=1.645 =2mm=48.51mm六、低速级齿轮设计6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。3）材料选择。在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求,选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮，故选。5）初选螺旋角146.2按齿面接触强度设计齿面接触强度计算公式为：1）确定公式内的各计算数值 试选Kt=1.6。 由图10-30选取区域系数。 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得=0.80，=0.86，则=1.66。 由表10-7选取齿宽系数。 由表10-6查得材料的弹性影响系数。 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮。 由式10-13计算应力循环次数 由图10-19 查得接触疲劳寿命系数，。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数s=1，由式得 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 计算圆周速度 计算齿宽b及模数 计算纵向重合度 计算载荷系数K 取，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由 表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得。故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 计算模数 6.3按齿根弯曲强度设计 由式（10-17） 1）确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数。 计算当量齿数 查取齿形系数 由表查得； 查取应力校正系数 由表查得； 查取弯曲疲劳强度极限 由图10-20c 查得小齿轮 ，大齿轮 查取弯曲疲劳寿命系数 由图10-18 查得 ， 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12），得 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取=3mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径，由，取，则,取。6.4.几何尺寸计算 1）计算中心距 将中心距圆整为176。 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度 圆整后取；。6.5.结构设计 小齿轮齿顶圆直径16Omm且满足齿根圆到键槽底部的距离e16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计齿顶高 =m=13=3mm齿根高 =（1+0.25）*3=3.75mm全齿高 h=+=3+3.75mm=6.75mm顶隙 =m=0.253=0.75mm齿顶圆直径 =+2=86.45+2*3mm=92.45mm =+=265.54+2*3mm=271.54mm齿根圆直径=2=86.45-23.75=78.95mm =265.5423.75=258.04mm6.6.齿轮作用力的计算1)高速级齿轮传动的作用力已知高速轴传递的转矩=6.25104mm 转速=476.67r/min螺旋角 =14小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径 =53.51mm齿轮1的作用力圆周力 =N=2336N径向力为 =2336N=875.06N轴向力 =2336=568.61N齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用力方向相反。低速级齿轮传动的作用力已知条件低速轴传递的转矩=133770Nmm转速=174.91r/min小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=86.64 齿轮3的作用力 圆周力 =5899.36N径向力 轴向力 齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用力方向相反。6.7浸油深度设计：齿轮2的齿高h=4.5mm设计要求必须不小于10mm，且不大于1/3分度圆直径，即1/3*232.48=77.39mm，齿轮4 的浸油深度须分度圆的1/6-1/3,即1/6*265.54=22.12mm综上，取浸油深度h=48mm14Kt=1.6=1.66 =3mm=3mm=3.75mmh=6.75mm=0.75mm=92.45mm=271.54mm=78.95mm=258.04mm=2336N=875.06N=568.61N=5899.36N2147.19Nh=48mm七、减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度 20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M14盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）8，至外箱壁的距离查手册表112282218，至凸缘边缘距离查手册表1122616外箱壁至轴承端面距离=+（510）59大齿轮顶圆与内箱壁距离1.210齿轮端面与内箱 壁距离10箱盖，箱座肋厚6.86.8轴承端盖外径+（55.5）112（1轴）120（2轴）160（3轴）轴承旁联结螺栓距离112（1轴）120（2轴）180（3轴）八、轴的结构设计8.1中间轴的设计计算8.1.1已知条件中间轴传递的功率=2.97kW，转速，齿轮2分度圆直径=228.48mm，齿轮宽度=60mm，=95mm8.1.2选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选常用的材料45钢，调质处理8.1.3初算轴径查表得A=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取A=110，则 8.1.4结构设计轴的结构构想如图轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计轴承的选择与轴段及轴段的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，选择深沟球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。暂取轴承为7208AC，经过验算，轴承7208AC的寿命符合减速器的预期寿命要求。由3表6-6得轴承内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm，定位轴肩直径=47mm，外径定位直径=73mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离=17mm，故=40mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则=40mm轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定=42mm齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5）=50.463mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度=55mm相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度=95mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取=92mm，=52mm轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）=2.744.2mm，取其高度为h=4mm，故=50mm 齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为=10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为=10mm，则箱体内壁之间的距离为齿轮2的右端面与箱体内壁的距离=+（-）/2=10+（60-55）/2=12.5mm，则轴段的长度为轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为轴段的长度为轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=17mm，则由3图11-6可得轴的支点及受力点间的距离为8.1.5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查3表6-1得键的型号分别为键12880GB/T 10961990和键12845GB/T 109619908.1.6轴的受力分析画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示计算轴承支承反力 在水平面上为式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3）画弯矩图 弯矩图如图11-10c、d、e所示在水平面上，a-a剖面右侧 b-b剖面为在垂直平面上为 合成弯矩，a-a剖面左侧b-b剖面左侧为 b-b剖面右侧为（4）画转矩图，8.1.7校核轴的强度a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面为危险截面求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限，并由表10-3中查出与其对应的，取=0.58根据a-a剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径，故强度足够。8.1.8校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表6-2查得=125150MPa，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够8.1.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力 由3表6-6 查的角接触轴承7208AC轴承得 =35200N，=24500N，=568.61N， =2147.19N，=1435.92N 对于型轴承，轴承的派生轴向力算得所以 求轴承的当量动载荷和对于轴承1对于轴承2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1，对于轴承2，求该轴承应具有的额定载荷值因为则有故符合要求。8.2高速轴的设计与计算8.2.1已知条件高速轴传递的功率=3.1196kw，转速=476.67r/min，小齿轮分度圆直径=53.51mm,齿轮宽度=60mm8.2.2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由3表8-26选用常用的材料45钢，调制处理8.2.3初算最小轴径查表得A=106135，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值A=110 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为 19.68mm+19.68*(0.030.05) mm=20.2720.66取=25mm8.2.4结构设计轴的结构构想如图所示（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴段 轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径=25mm,带轮轮毂的宽度为（1.52.0）=（1.52.0）*25mm=33mm42mm,结合带轮结构=37.550mm，取带轮轮毂的宽度=50mm,轴段的长度略小于毂孔宽度，取=48mm（3）密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1) =(0.070.1)*25mm=1.752.5mm。轴段的轴径=+2*（2.13）mm=29.231mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周素的小于3m/s,可选用毡圈油封，查表7-12选毡圈30 JB/ZQ46061997，则=30mm（4）轴承与轴段及轴段 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承7207，由表6-6得轴承内径d=35mm,外径D=72mm,宽度B=17mm，内圈定位轴肩直径=42mm,外圈定位内径=65mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离=15.7mm,故取轴段的直径=35mm。轴承采用脂润滑，需要用档油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装档油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，档油环的档油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,档油环轴孔宽度初定为=15mm,则=B+=17+15=32mm 通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则=35mm, =B+=17+15=32mm(5)齿轮的轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定=42mm，则由表8-31知该处键的截面尺寸为b*h=12*8mm,轮毂键槽深度为=3.3mm,由于与较为接近，故该轴设计成齿轮轴，则有=48.5mm，=60mm(6)轴段和轴段的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则=44mm,齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度=（12+10-15）mm=7mm。轴段的长度为=(182.5+12-10-60-15)mm=109.5mm(7)轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由3表4-1可知，下箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.758mm,取=8mm, =(100+150)=250mm400mm,取轴承旁连接螺栓为M16，则=24mm, =20mm，箱体轴承座宽度L=【8+20+16+（58）】mm=4952mm,取L=57;可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为=M20，则有轴承端盖连接螺钉为0.4=0.4*20mm=8mm,由3表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为=10mm;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm；端盖连接螺钉查表采用螺钉GB/T5781M8*25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm,带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则 （8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=17mm，则由3图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为8.2.5键连接带轮与轴段间采用A型普通平键连接，查3表8-31得其型号为键8*7*36B/T 109619908.2.6轴的受力分析画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示计算轴承支承反力 在水平面上为式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3）画弯矩图 弯矩图如图所示在水平面上，a-a剖面右侧 a-a剖面左侧 =-57564.54-568.61*N*mm= -424354.22 N*mmb-b剖面为在垂直平面上为 合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧为 b-b剖面为（4）画转矩图 转矩图如图所示，8.2.7校核轴的强度b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故b-b剖面为危险截面求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由1表10-1查出其强度极限，并由1表10-3中查出与其对应