带式运输机传动系统设计

1 机械设计课程设计说明书 设计题目 带式运输机传动系统设计 学 院 专 业 姓 名 班 级 学 号 指导老师 江 湘 颜 最终评定成绩 目 录 一、设计任务书 1 二、拟定传动方案 1 三、选择电动机 2 四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比 3 六、V 带传动设计 4 七、齿轮传动设计 6 八、高速轴轴承的设计 7 九、高速轴直径和长度设计 9 十、高速轴的校核 10 十一、低速轴承的设计 12 十二、低速轴直径和长度设计 13 十三、低速轴的校核 14 十四、键的设计 16 十五、箱体的结构设计 17 十六、减速器附件的设计 19 十七、润滑与密封 21 十八、课程设计总结 22 十九、参考文献 22 3 课程设计任务书 20142015 学年第 1 学期 学院 专业 班 课程名称： 机械设计 设计题目： 带式运输机传动系统的设计 完成期限：自 2014 年 12 月 20 日至 2014 年 12 月 31 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、 设计的主要技术参数 带的圆周力 F/N 带速 v（m/s） 滚筒直径 D/mm 4000 1.0 400 工作条件：二班制（每班工作 8h） ，使用年限 8 年，大修期为 23 年，连续 单向运转，工作载荷有轻微冲击，中批量生产，运输带速度允许误差5%， 三相交流电源电压为 380/220V. 二、 设计任务 传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和 密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。 三、 工作量要求 （1） 减速机装配图 1 张（0 号图纸） ； （2） 零件工作图 2 张（轴、齿轮） （3 号图纸） ； （3） 设计说明书 1 份（60008000 字） 。 （30 页以上） 起止日期 工作内容 2014.12.2022 传动系统总体设计、传动零件的设计计算； 2014.12.2326 减速器装配图绘制 2014.12.27 零件工作图的绘制 2014.12.2830 整理说明书和打印 进度 安排 2014.1231 答辩 主要 参考 资料 1 银金光等，机械设计，北京；清华大学出版社，2010 2 银金光等.机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，2010 3 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2010 指 导 教 师 （签字）： 江湘颜 2015 年 12 月 6 日 系主任（签字）： 银金光 2014 年 12 月 8 日 二、拟定传动方案 为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟 定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速 nw ，即 mi/r75.4016v106nwD 一般常选用转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传 动装置总在传动比约为 8.1 或 12，根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传 动为主的多种传动方案。 如图 2-12所示的四种方案可作为其中的一部分，这些方案的主要优缺点： 方案 b 不宜在长时间连续工作，且成本高；方案 d 制造成本较高。根据该带式 传送机的工作条件，可在 a 和 c 两个方案中选择。现选用结构较简单、制造成 本较低的方案 a。 据此拟定传动方案如图： 图 2-1 带式输送机传动系统运动简图 1-电动机；2-V 带传动；3-二级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-滚筒；6-输送 带 5 三、选择电动机 （1） 电动机类型的选择。根据动力源和工作条件，选用一般用途的 Y 系列三 相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源 380V。 （2） 电动机容量的选择。根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 PW= KWFV410 设：n 4w=输送机、滚筒轴（4 轴）主输送带间的传动效率 nc-联轴器效率 n c=0.99 ng-普通 V 带传动效率 n g=095 nb-一对滚动轴承效率 n b=099 ncg-输送机滚筒效率 n cg=096 传动系统总系率为 4w3210n 式中 n 01=nc=0.95 n12=nbng=0.9603 n23=nbng=0.9603 n34=nc=0.99 n4w=nbncg=0.9504 则 总效率 =0.8242 工作时，电动机所需的功率为 Pd= KW85.4n 由表 12-1 可知 条件的 Y 系列三相交流异步电动机额定功率deP PE应取为 3kw （3） 电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速 nw= min)/r75.4v60（D 表 2-1 电动机的数据及总传动比 方案 号 电动机型 号 额定 功率 同步 转 满载转 速 /(r/min 总传 动比 i 外伸轴径 D/mm 轴外伸 长度 E/mm Y132S-4 5.5 1500 1440 30.16 38 80 Y132M2-6 5.5 1000 960 20.10 38 80 通过对上述两种方案比较可以看出：方案选用的电动机转速高，质量 轻，价格低，总传动比为 30.16，对二级减速不算大，故选方案较合 理。 四、确定总传动比及分配各级传动比 4.1 传动装置的总传动比 带式输送机传动系统的总传动比 16.30niwm 4.2 传动比的分配 有传动系统方案知 I01=1 I12=2 =15.08i28.4i3.1i27.i234 传动系统各级传动比分别为 1i02i8.4i37.3i4 五、传动装置运动和运动参数的计算 5.1 传动装置运动和运动参数的计算 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示 0 轴（电动轴） ）（ （ m48.36105.9n50)(.mi/r4m0 NPTkwpd 1 轴（v 带） ）（ m65.34102.95n0)(i/r4in1101 NPTkwp 2 轴（减速器高速轴，皮带轴） 7 ）（ m58.6720.95n0)(3.in)/r14in2212 NPTkwp 3 轴（减速器低速轴） ）（ m98.24.16950n)(3.in/r8.4i3323 NPTkwp 4 轴（减速器中间轴） ） ）（ m76.1026.47950n)(82.in/r7.i44343 NPTkwp 5 轴（输送机滚筒轴 ）（ m67.10.4295n0)(.7in/r16.i44354 NPTkwp 4-1 传动系统的运动和动力参数 电动 机 V 带 两级圆柱齿轮减速器 工作机轴号 0 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 5 轴 转速 n（r/min ） 1440 1440 720 168.22 44.60 44.60 功率 P(KW) 5.5 5.225 5.02 4.82 4.77 4.72 转矩 T(N M36.48 34.65 66.58 242.98 1021.76 1010.67 传动比 1 1 2 4.28 3.77 1 六、V 带传动设计 （1）计算功率 ,由教材表 5-7 工作情况系数 2 班制时的值 KA=1.2cpKWPC6.52.1.ed （2）选择 V 带型号 根据 ， ，由课本 5-11 选取 A 型 V 带K6. min/r70n2 （3）确定带轮基准直径，并验算带速 V。 初选小带轮直径。 由图 5-11 可知，小带轮基准直径的推荐值为 80100mm 由表 5-8 和表 5-9，则取 。20d1 验算带速 V 由式（5-21）得带速 s/m536.71064.3106nd 因为 v 值在 525m/s，带速合适。 计算大带轮直径。 42di12 根据表 5-9，取 =400mm2d （4） 确定带长 和中心距 a。L 由式（5-22）初定中心距 0.7（ ） 2（ ）21d021d 560mm 1600mm0a 初选中心距 =1500mm 由式（5-23）计算带所需要的基准长度 m6.5311042）8-（2）108（14.3502a）d（）d（aL 20 121 9 由表 5-2，取 m50Ld 由式（5-24）计算实际中心距 m13425-012a0d0 （5）验算小带轮上的包角 。1021 126.43573480-803.57ad-80 001 （6）确定 V 带根数 。Z 根数 Z 公式为 LCKPa0）（ 令 kw89.2p得4-5查 表,28min,/r360n 01 mdz 传动比 1i2d 查表 5-5 得 kw10.P 有 查表 5-6 得 ；查表 5-2 得 ，由此可得164a91.0K18.LK49.88.24a0 ）（）（ LCPZ Z=2 取两根 7、求作用在带轮上的压力 QF 查表 5-1 得 q=0.18kg/m,故由式 5-27 NKZVPF 2.405.27801)9.052(785240qv)15.2(0c 由式 5-28，作用在轴上的压力为 NQ 251sin.4032sinz10 1 选定齿轮精度等级、材料、热处理方法及齿数 （1）传送设备为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度（GB 1009588） 。 （2）材料的选择 由参考文献【1】表 7-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS， 大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （3）齿数 高速级选小齿轮的齿数 Z1=20, 大齿轮齿数 Z2=4.3320=86.6 故取 Z2=87。 低速级选小齿轮的齿数 Z3=20，大齿轮齿数 Z4=203.34=66.8 故取 Z4=67 2 高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 2.1 按齿面接触强度设计 （1） 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Knc=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。 T1=242.98(N.m) 由文献【1】表 7-6 选取齿宽系数 。d1 由文献【1】表 7-5 查得材料弹性影响系数 Ze=189.8。 由文献【1】7-18 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 。Hlim Hlim260MPa50MPa； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=60 720 1 (2 8 300 8) =16.6 108 N = =0.391028.406 99 由文献【1】取接触疲劳寿命系数 120.,.98HNHNK 由文献【1】7-22 计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 S=1） HN1limK0.9265MPaS 11 HN2lim2K0.9853MPaS （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。1 60.12mm1 m5398.1.4109.83. 2）（ 计算圆周速度 v。 V= 2.27m/ss/m10627. 计算齿宽 b。 b=160.12mm=60.12mm 计算齿宽与齿高之比 h。 m 3mmzdtt201.6 h=2.25m =2.253mm=6.75mmt 8.9175.6120hb 计算载荷系数 K。 根据 v=4.53m/s，7 级精度，由文献 【1】7-7 查得动载荷系数 =1.13， 由文献【1】表 7-3 查得直齿轮， =1； = 由文献【1】表 7-2 查得使用系数 =1；AK 由文献【1】图 7-11 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对 称布置时， =1.417。 由 =8.91， =1.417 由文献【1】图 7-11 得 =1.32 K=11.1311.417=1.60 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d 64.43mm331.162.0ttK 计算模数 m m= 3.22mm204.61z 2.2 按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为 Fas132dYKTm()ZA (1)确定公式内的各计算数值 由文献【1】查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大齿轮的弯曲1 强度极限 =380Mpa2 由文献【1】7-22 取弯曲疲劳寿命系数 =0.85， =0.881 2 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得FN1EK0.85MPa30.57aS42 286. 计算载荷系数 K K=11.1311.32=1.49mm 查取齿形系数。 由文献【1】7-16 查得 =2.80 =2.18； 1 2 查取应力校正系数 由 7-17 查得 =1.55； =1.79；1 2 计算大、小齿轮的 并加以比较。FasY 0.014Fa1S2.80X15.437； 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m 2.97mmm2019.8406.3 4Fa2SY.890.163； 13 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度 算得的模数 2.97mm 并就近圆整为标准值 m=3mm，按接触强度算得的分度圆直 径 d1=60.12mm，算出小齿轮齿数。 z 20.4312.601md 取 =20，1 则大齿轮数 = =4.28x20=85.6， =8621 2 . 这样设计储 的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 2.3 几何尺寸计算 (1)计算大小齿轮的分度圆直径 d 203mm=60mmmz1 d mm=258mm3862n (2)计算中心距 a= 156mmm25021 (3)将中心距调整为 156mm 计算齿轮的宽度 b=60mm 圆整后去 B Bm51602 3 低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 3.1 按齿面接触强度计算 根据文献【1】公式进行试算，即 22331. Et dHKTZud (1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 。=1.3 计算小齿轮传递的转矩。 T N.m52104. 由文献【1】表 7-6 选取齿宽系数 。=1 由文献【1】表 7-5 查得材料弹性影响系数 。 1289.EZMPa 由文献【1】图 7-18 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 。Hlim1 Hlim260MPa50； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 由文献【1】式 10-13 计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=60 168.22 1 (2 8 300 8) =3.86 108 N 1.03107.3064 8 由文献【1】取接触疲劳寿命系数 120.94,.8HNHNK 由文献【1】式 7-22，计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系 数 S=1） HN1lim.65MPaS2liH2K0.983 (2)计算 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。1 15 80.57mm1 m5398.17.24103.225）（ 计算圆周速度 v。 V= 0.71m/ss/m106.8.57 计算齿宽 b。 b=180.57mm=80.57mm 计算齿宽与齿高之比 。h m 4.02mmzdtt2057.81 h=0.71m =0.714.02mm=2.85mmt 28.2785.270hb 计算载荷系数 K。 根据 v=0.48m/s，7 级精度，由文献 【1】图 7-7 查得动载荷系数 =1.02， 由文献【1】表 7-3 查得直齿轮， =1； = 由文献【1】表 7-2 查得使用系数 =1；A 由文献【1】表 7-11 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对 称布置时， =1.417。 由 =8.88， =1.417 由文献【1】图 7-11 得 =1.32 K=11.0211.417=1.45 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 d 89.87mm331.1457.80ttK 计算模数 m m= 4.5mm2087.91zd 3.2 按齿根弯曲强度设计 由式（10-5 ）得弯曲强度的设计公式为 Fas32dYKTm()ZA (1)确定公式内的各计算数值 由文献【1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大齿1 轮的弯曲强度极限 =380Mpa2 由文献【1】图 7-22 取弯曲疲劳寿命系数 340.8;.90FNFNK 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得3440.85 314.286.9.FNEKMPaS 计算载荷系数 K K=11.0211.32=1.34mm 查取齿形系数。 由文献【1】表 7-16 查得 =2.80 =2.22； 3FaY4FaY 查取应力校正系数 由文献【1】表 7-17 查得 =1.55； =1.77；4Fa4Sa 计算大、小齿轮的 并加以比较。FasFa3SY2.8015.446；Fa4S.70.128； 大齿轮的数值大。 17 (2)设计计算 m 3.604mmm20174.306.3 5 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度 算得的模数 3.604 并就近圆整为标准值 m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径 d3=77.80mm，算出小齿轮齿数。 z 20.14457.801d 取 Z =20，3 则大齿轮数 =3.3420=66.8， =6743z4z . 这样设计储 的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 3.3 几何尺寸计算 (1)计算大小齿轮的分度圆直径 d 204mm=80mmmz3 d mm=268mm4674n (2)计算中心距 a= 174mmmd26803 将中心距调整为 174mm (3)计算齿轮的宽度 b=180mm=80mm 圆整后去 B Bm8304 八、轴的结构设计及计算 8.1 高速轴的设计 8.1.1 轴上的功率 、转速 和转矩 的计算P1n1T1 在前面的设计中得到 kwp8.31mrn/601 NT8.1 8.1.2 初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取材料为 45 钢，调制处理。 ，取 ，于是A12 就有 mnPAd296.513min 输入轴的最