带式运输机传动装置设计书

1 带式运输机传动装置设计书 一 . 课程设计书 设计课题 : 设计一带式运输机传动装置 工作是有轻微的振动 ,减速器小批量生产 ,使用期限 10 年 ,单班制工作 ,运输容许速度误差为5% 。 表一 二 . 设计要求 轮零件图各一张 (绘制箱体零件图（ 三 . 设计步骤 1） . 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2） . 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 3） . 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 数据编号 运输机的工作转 矩（ 运输带工作速度 （ m/s） 卷筒直径（ 3 690 20 2 电动机的选择 (1) 电动机类型和结构形式的选择 2 Y 系列三相交流异步电动机 (2) 确定电动机容量： 工作机阻力 254 3 2 1103 2 0 6 9 022 3- 带式运输机效率 1w 工作机所需功率 0 0 0 . 84 3 2 1 . 51 0 0 0 V 带传动的效率 轴承效率 （球轴承 西游润滑） 齿轮传动的效率 （ 齿轮为 8级精度，稀油润滑） 弹性联轴器效率 传动装置的总效率 a 34321a 23 （ 3）电动机的选择 选择 Y 系列三相异步交流电动机 型号为 其参数如下表 3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 总传动比 . 7 71 4 4 0传动比分配 初取 电动机型号 额定功率载转速 额定转矩 同步转速440 500 3 4 传动装置运动和运动参数计算 （ 1） 各轴转速 ； m i n/ ； （ 2） 各轴输入功率 ； p ； ； 3423321 。 (3)各轴输入转矩： 11 ； 2 ； ； 4 将以上结果列入下表，供以后计算使用 轴号 输入功率 P/入转矩 T/() 转速 n/(r/传动比 i 效率 电动机轴 440 1 轴 轴 轴 作机轴 V 带的设计计算 。 计算与说明 主要结论 一 . 课程设计书 设计课题 : 设计一带式运输机传动装置 工作是有轻微的振动 ,减速器小批量生产 ,使用期限 10 年 ,单班制工作 ,运输容许速度误差为5% 。 表一 二 . 设计要求 轮零件图各一张 (绘制箱体零件图（ 三 . 设计步骤 1） . 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 数据编号 运输机的工作转 矩（ 运输带工作速度 （ m/s） 卷筒直径（ 3 690 20 K c d V=s 在允许范围内 1600L a=5325 2） . 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 3） . 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 2 电动机的选择 (1) 电动机类型和结构形式的选择 Y 系列三相交流异步电动机 (2) 确定电动机容量： 工作机阻力 254 3 2 1103 2 0 6 9 022 3- 带式运输机效率 1w 工作机所需功率 0 0 0 . 84 3 2 1 . 51 0 0 0 V 带传动的效率 轴承效率 （球轴承 西游润滑） 齿轮传动的效率 （ 齿轮为 8级精度，稀油润滑） 弹性联轴器效率 传动装置的总效率 a 34321a 23 （ 3）电动机的选择 选择 Y 系列三相异步交流电动机 型号为 其参数如下表 电动机型号 额定功率载转速 额定转矩 同步转速01 4Z 26q 6 3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 总传动比 . 7 71 4 4 0传动比分配 初取 4 传动装置运动和运动参数计算 （ 1） 各轴转速 ； m i n/ ； （ 2） 各轴输入功率 ； p ； ； 440 500 7 3423321 。 (3)各轴输入转矩： 11 ； 2 ； ； 将以上结果列入下表，供以后计算使用 轴号 输入功率 P/入转矩 T/() 转速 n/(r/传动比 i 效率 电动机轴 440 1 轴 轴 轴 作机轴 1 确定 工作情况系数 带式运输机工作载荷变化较小 由表 7 由图 7取 2 确定 小带轮基准直径 由图 7取 大带轮基准直径 表 7 ，取 d 8 验算带速 3 确定中心距及 初定中心距 由 2 ）（ 得 初选 计算 带基准长度 由表 7取 1600L 实际中心距 L取 a=532 验算小带 轮包角 0 确定 单根 由表 7-6 单根 由表 7 小带轮包角修正系数 由表 7 带长修正系数 由表 7 p c 4Z 5计算初拉力 由表 7-1 单 根 取 380 6 作用在轴上的载荷 262 0q 五 9 六 高速齿轮传动的设计 计算与说明 主要结果 1 选择齿轮材料及确定初步参数 （ 1） 选择齿轮材料及热处理 由表 8小齿轮 40制处理 ，齿面硬度 260齿轮 45钢 调制处理 ，齿面硬度 230 2） 初选齿数 取小齿轮 221Z 则大齿轮 7 9 取 992Z 9（ 3）选选择齿宽系数 选择齿宽系数 d 和传动精度等级： 初估小齿轮直径 估 螺 旋角 015 照表 8齿宽系数 d =1 则 d 估估 齿轮圆周速度 1 估参照 8齿轮精度选为 8 级 （ 4） 计算需用接触应力 1）循环应力次数 小齿轮 1 大齿轮 88 2 寿命系数 由图 8 123) 接触疲劳 极限 由图 8可得 1=7202=580） 安全系数 参照表 8S =1 5） 许用接触应力 H 01 17 201l i S 5802l i S 2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （ 1） 确定各相关的参数值 1) 小齿轮转矩 小齿轮 40制 大齿轮 45钢 调制 221Z 912Z 估 初选 015 d =1 估 齿轮精度选为 8 级 H H 0 2） 确定载荷系数 K 使用系数 由表 8取 1 动载系数 查图 8 取 间载荷分配系数 K A 100N 以由表 8 取 K =图 8取 K 所以 V 3) 弹性系数 由表 8 Z E 4） 节点区域系数 由图 8 Z 5) 重合度系数 端面重合度 o o 纵向重合度 a n. 1 43 221t a n 01d 1 所以 7 8 (2) 求所需小齿轮直径 1d . 9 3 1 m 1 314 . 1 与初估 （ 3） 确定中心距 a 模数 1）模数 5c o s. 9 3 144zc o 1 取标准模数 m=2 2）中心距 615c o 1222c o 1 3） 螺旋角 301154 1 1222a r c c r c c 1 a ）分度圆直径 K=Z E Z Z Z m=2 a=11730115 11 n 30115c o s 222c o s 11 30115c o s 912c o s 22 5）确定齿宽 b d 大齿轮齿宽 取整 62 小齿轮齿宽 48465 3 按齿根弯曲疲劳强度校核 1)计算许用弯曲应力 1）寿命系数 1 查机械设计 图 8 121 Y 2） 机械设计 图 8 ， 2 3） Y 查图 8 121 Y 4） S 查表 8 S F M P 130022 111l i M P 122022 222l i 2)计算齿根弯曲应力 1） 当量齿数 30115c o s 22c o s 3311 zZ 130115c o s 91c o s 3322 zZ 2） 2 查图 8 3）重合度系数 Y 端面压力角 41 62 751 752 Y Y 12 30115c o a na r c t a nc o st a na r c t a n 基圆螺旋角 o s30115a r c t a n ( t a n)c o sa r c t a n ( t a n 当量齿轮端面重合度 o s o s 22 4） Y 查图 8 Y 5）齿根弯曲应力 M P M P a Y S 结论： 齿根弯曲疲劳强度足够。 41001 七 低速级齿轮传动 计算与说明 主要结论 1 选择齿轮材料及确定初步参数 （ 1） 选择齿轮材料及热处理 由表 8小齿轮 40制处理 ，齿面硬度 260齿轮 45钢 调制处理 ，齿面硬度 230 2） 初选齿数 取小齿轮 301Z 则大齿轮 95301 7 取 Z=95 （ 3）选选 择齿宽系数 选择齿宽系数 d 和传动精度等级： 初估小齿轮直径 估 螺旋角 015 照表 8齿宽系数 d =则 d 估估 小齿轮 40制 大齿轮 45钢 调制 301Z 5 估 13 齿轮圆周速度 1 估参照 8齿轮精度选为 8 级 （ 5） 计算需用接触应力 1）循环应力次数 小齿轮 1 大齿轮 88 2 寿命系数 由图 8 123) 接触疲劳极限 由图 8可得 1=7202=580） 安全系数 参照表 8S =1 5） 许用接触应力 H 01 17 201l i S 5802l i S 2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （ 1） 确定各相关的参数值 1) 小齿轮转矩 2） 确定载荷系数 K 使用系数 由表 8取 1 动载系数 查图 8 取 间载荷分配系数 K A 100N 以由表 8 取 K =图 8取 K 所以 V 3) 弹性系数 由表 8 Z E 4） 节点区域系数 由图 8 Z 5) 重合度系数 端面重合度 o o 纵向重合度 a n. 143 301t a n 01d 齿轮精度选为 8 级 H H 14 因为 1 所以 (2) 求所需小齿轮直径 1d 9 1 7 与初估 （ 3） 确定中心距 a 模数 1）模数 5c 1 取标准模数 m=2 2）中心距 2915c o 5302c o 1 3） 螺旋角 195302a r c c r c c 1 a 4）分度圆直径 n 9 2 191814c o s 302c o s 11 0 6191814c o s 952c o s 22 5）确定齿宽 b d 取整 b=62 大齿轮齿宽 22 小齿轮齿宽 08625 3 按齿根弯曲疲劳强度校核 1)计算许用弯曲应力 1）寿命系数 1 查机械设计图 8 121 Y 2） 机械设计 图 8 ， 2 3） Y 查图 8 121 Y Z Z m=2 29 191814 22 751 752 15 4） S 查表 8 S F M P 130022 111l i M P 122022 222l i 2)计算齿根弯曲应力 当量齿数 9 7 191814c o s 24c o s 3311 zZ 4191814c o s 95c o s 3322 zZ 2 查图 8 Y 端面压力角 191814c a na r c t a nc a na r c t a n 基圆螺旋角 o s191814a r c t a n ( t a n)c o sa r c t a n ( t a n 当量齿轮端面重合度 o s o s 22 Y 查图 8 Y 16 M P M P a Y S 结论：齿根弯曲疲劳强度足够。 4、轴的设计 速轴设计： （ 1）材料：选用 40表 15 =35A=102 （ 2）各轴段直径的确定 由3 ， P= 因为有键连接，所以 所以取03 轴承套也起轴向定位作用，所以取 42=44以取 50 5，7 05=494选轴承 7205其内径为 25以取 01 ；右起第二段装齿轮，为了便于安装，取 42 ，左端用轴端挡圈定位；右端轴肩高（ 1d ，去 4 83 ；第四段装轴承，所以 04 ； 17 初取 65 ， 06 ； 综上所述：该轴的长度 L=315间轴设计 ： （ 1）材料：选用 40表 15 =35A=102 （ 2）各轴段直径的确定： 由3 , p=n= 1d 段要装配轴承，选用 7306承， 1d =301L =28mm 为齿轮轴过渡段，取 6， 配低速级小齿轮，采用齿轮轴， 0 主要是定位高速级大齿轮，取 50 配高速级大齿轮，取 84mm 要装配轴承，取 05齿轮距箱体内壁距离为： 10于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离： 8 故该轴总长为： L=202速轴设计 ： （ 1）材料：选用 40表 15 =35A=102 （ 2）各轴段直径的确定： 18 由3 , 则 3 , 考虑到该轴段上开有键槽，因此取 1d =451L =82 过渡段，取 2。 8mm 轴承，选用 7211取 5， 3 为过渡段，取 04=66mm 定位轴肩，取 05=6mm 配低速级大齿轮 , ,取 ,20mm 配轴承 ,选用 601156L =47以该轴的总长为： L=340 3）校核该轴 42=124作用在齿轮上的切向力为： t 33 径向力为 6 8 5191814co 4 7co st 0n 轴向力 1 8 2 319187 1 4 7 t a n 1 4t a n 。t 求水平面的支承反力： M= 1786862 01 2 45454r H 得 818 6 71 8 1 82 6 8 5 19 求垂直面的支承反力： 01 7 854t 得 168 0F 得 979 绘制垂直面弯矩图 7 9 31 绘制水平面弯矩图 7 31 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 22av 直接相加 222 求危险截面当量弯矩： 从图可见， 当量弯矩为：（取折合系数 ） (2232 计算危险截面处轴的直径 因为材料选择 #45 调质，查得 650B ，查课本 231 页表 14许用弯曲应力 1 60b M ，则： e 331 因为 1d =65d，所以该轴是安全的。 (4)弯矩及轴的受力分析图如下： 垂直面受力扭矩垂直弯矩水平弯矩水平面受力 20 速轴设计 ： （ 1）材料：选用 40表 15 =35A=102 （ 2）各轴段直径的确定： 由3 , 则 3 , 考虑到该轴段上开有键槽，因此取 1d =451L =82 2d 装配轴承，选用 7212承 ,取 2d =52。 8d 靠轴定位 ,取 3d =553L =33 4d =604L =66mm 配低速级大齿轮 , ,取 ,51d 装配轴承 ,选用 6012取 6d =606L =35齿轮距箱体内壁距离为： 16于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离： 8 所以该轴的总长为： L=340 3）校核该轴 1l =l = 21 作用在齿轮上的圆周力为： t 5130246 33 径向力为 6 720t 3 0t 求垂直面的支承反力： lF 55( 32121 7 6 712 求水平面的支承反力： 由 1 1 2 2()l l F l得 32121 1 1 55 1 3 012 N 绘制垂直面弯矩图 7 9 322 8 311 绘制水平面弯矩图 1 5 311 1 4 322 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 22av 直接相加 222 绘制当 量弯矩 轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴的材料的为 40制，由表 11 0 M 所以 从图可见， 当量弯矩为：（取折合系数 ） 9)7 0 35 8 5 1 222321 22 9)7 0 35 8 22322 计算危险截面处轴的直径： 3311 计入键槽的影响 3312 计入键槽的影响 所以该轴是安全的。 (4)弯矩及轴的受力分析图如下 23 速轴上键的设计与校核 与联轴器联接的键 选用 已知 1d =451T =703 mN 参考教材，取 b h=14 9 L=80度校核 查表 5 p=100键的工作长度 加压应力 07 0 32102 333 M P ak 满足要求 所以所选键为 :b h l=14 9 90 算低速轴的轴承 轴承寿命校核 1)求轴承所受径向载 荷 1 2对 3 号轴系进行受力分析： 总支反力 8701 182 2)求轴承轴向载荷 1 2由表 12， 7211承的内部轴向力 F ,故 轴承 1， 2 所受的轴向载荷 658 1 82 1823 21 3 0 9 51 2 7 21 8 2 3 所以轴有向右运动的趋势，轴承 2 被压紧，轴承 1 被放松。 所以 0 9 412 A 127212 3)计算轴承的当量动载荷 1 2轴承 1 0, 7 01 2 7 2 1111 A 取轴承 2 83 0 9 4 1122 A ，取8 70818 22222 8 7 01Y 11111 24 由于 0 2 8212 故 4)轴承的寿命计算 两端轴承选择相同的型号，且 12 F ，故按 2算。 球轴承 3 ；查机械设计 表 12度系数 f ; 查机械设计 表 12荷性质系数 f 2 0 0 0 03 0 2 815 0 5 0 6610 则所选轴承使用寿命大于所需寿命 。 所以可以选用。 减速器的箱体采用铸造（ 成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用67 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了 轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=3。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 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间 ，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用B 油螺塞： 25 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，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。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气， 在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 . F 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 . G 吊钩： 在机盖上