带式输送机传动系统设计—课程设计论文.doc

机械设计课程设计说明书题 目：带式输送机传动系统院 系：机电与信息工程学院班 级：学 号：姓 名：指导教师：完成时间：2014-01-01 目录1. 设计任务书.22. 传动方案的分析与拟定.33. 电动机的选择与有关计算.44. 传动装置运动及动力参数的计算 .55. 传动零件的设计计算.7 5.1v带传动的设计.7 5.2齿轮的设计.106. 轴的设计.20 6.1第（）的设计.20 6.2第（）的设计.22 6.3第（）的设计.297.箱体结构设计.308.润滑方式及密封件类的选择.329设计小结.3310参考资料.341.设计任务书题一6：两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天，减速器设计寿命10年，电压为三相交流电（220v/380v）。运输带允许速度误差： 5（重点设计两对斜齿轮），见图1。数据编号一1一2一3一4一5一6一7一8运输带有效拉力f（n）28003500200035004900250030004000运输带速度v（m/s）0.91.11.00.80.70.61.20.9卷筒直径d(mm)335335260305300300265380图11 卷筒 2 联轴器 3 斜齿齿轮 4 带传动 5 电动机2.传动方案的分析与拟定1 卷筒 2 联轴器 3 斜齿齿轮 4 带传动 5 电动机 由任务书可知，采用二级斜齿齿轮减速器齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿圆柱齿轮传动。此减速器具有二级圆柱齿轮，因此结构尺寸小，传动效率高，适用于较差环境下长期工作。设计计算及说明结 果3.电动机的选择与有关计算3.1 电动机类型的选择 电动机是标准部件。因为工作有轻度粉尘，运动载荷平稳，所以选择y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，电压为380v。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率p=,根据任务书所给数据f=2500n，v=0.6m/s。则有：p=为工作机的效率（滚筒的效率）从电动机到工作机输送带之间的总效率为： = 查机械设计课程设计第10章中表10-2（p94），确定各部分效率为带传动(v带）效率=0.96，闭式齿轮传动（8级精度）效率=0.97滚动轴承（一对）效率=0.99联轴器效率=0.99则有： 总效率所以电动机所需的工作功率为： 因载荷平稳 ，电动机额定功率只需略大于即可，查机械设计课程设计表19-1选取电动机额定功率为2.2kw3.3 确定电动机的转速工作机卷筒的转速为 由机械设计课程设计表2-2（p6）可知：两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比为：v带的传动比为：得总推荐传动比为：所以电动机实际转速的推荐值为：符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。综合考虑为使传动装置机构紧凑，选用同步转速1500r/min的电机。型号为y100l1-4，满载转速，功率2.2kw。4.传动装置运动及动力参数的计算4.1 传动比的分配：1、总传动比为2、分配传动比为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选v带传动比：；则减速器的传动比为：考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.4，取则：4.2各轴的转速：轴 ；轴 ；轴 ；滚筒轴 ；4.3各轴的输入功率：轴 ；轴 轴 ； 卷筒轴 ；4.4各轴的输入转矩：电机轴 ；轴 ；轴 ；轴 ；滚筒轴 轴名功率转矩转速电机轴2.0113.4214301.9338.67476.671.85154.92114.041.78445.7038.14滚筒轴1.78445.7038.145. 传动零件的设计计算5.1v带传动的设计 v带的基本参数1、确定计算功率：已知：；查机械设计表8-8(p156)得工况系数：；则：2、选取v带型号：根据、查机械设计图8-11(p157)选用z型v带3、确定大、小带轮的基准直径：（1）初选小带轮的基准直径：；（2） 计算大带轮基准直径： 由计算，；根据机械设计表8-9加以适当调整。，误差小于5%，是允许的。4、 验算带速： 根据p150（8-13)式带的速度合适。5、确定中心距a，并选择v带的基准长度ld：根据机械设计式（8-20）确定中心距：初选中心距取中心距 。 （2） 基准长度：根据机械设计课程设计表18-2（p195）得：对于z型带选用（3）实际中心距：考虑带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧得需要，常给出中心距的变动范围如下: 6、验算主动轮上的包角：由得主动轮上的包角合适。7、确定v带的根数：（1）由，查机械课程设计简明手册表6-8（p160）得： ；（2），查机械设计表8-5得：；（3）由查表86得，包角修正系数（4）由，与v带型号z型查机械设计课程设计表18-2得：综上数据，得 取合适。8、计算预紧力（初拉力）：根据带型z型查机械设计表8-3得：9、计算作用在轴上的压轴力：其中为小带轮的包角。10、v带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)a31600中心距（mm）根数初拉力(n)压轴力(n)533.5661.85545.89 带轮结构的设计1、带轮的材料：采用铸铁带轮（常用材料ht200）2、带轮的结构形式：v带轮的结构形式与v带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用实心式结构带轮。5.2齿轮的设计齿轮传动设计（一）高速级齿轮传动1 齿轮的类型1、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动,压力角取为，初选螺旋角。2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计课程设计表10-2，选用8级精度。3、材料选择：小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260hbs；大齿轮材料也为45钢，调质处理，硬度为240hbs4. 选小齿轮齿数=24,大齿轮齿数=i=圆整取=101。故实际传动比。则： 2尺面接触疲劳强度设计 1、计算小齿轮分度圆直径，即确定公式中的各参数值（1） 取载荷（2） 小齿轮传递的转矩： （3）由机械设计表107选取齿宽系数（4）由图1020查的区域系数；（5）由表105查的材料的弹性影响系数；（6）由式（109）计算接触疲劳强度用重合度系数 （7）由式1023）可得螺旋角系数 （8）计算接触疲劳许用应力由图1025d查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。由式（1015）计算应力循环次数：由图1023查取接触疲劳寿命系数，取失效概率为1%，安全系数s=1，计算接触疲劳许用应力, 取中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力， 即 试算小齿轮分度圆直径，有计算公式 =33.42mm 2.计算圆周速度 3.计算齿宽b及模数mm 4.计算载荷系数 由表102查的使用系数，根据v=0.83m/s，8级精度，由图108查的动载系数；由表104查的；由图1013查得；由表103查得。故载荷系数 5.按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由式（1012）得 6.计算模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计由式（1020）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从图1028查的螺旋角影响系数3）计算当量齿数 4）查齿形系数 由图1017查得； 5）查取应力校正系数 由图1018查得； 6）由图10-24c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 7）由图1023取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式1(1012)得 9）计算大小齿轮的 大齿轮数值大。（2）设计计算由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。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的 分度圆直径，计算齿数： 取，则 取4几何尺寸计算1. 计算中心距： 将中心距圆整为107mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角 因值改变不大故参数不必修正。3.计算大小齿轮分度圆直径 4.计算齿轮宽度圆整后取5.齿轮结构设计（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按1图1039荐用的结构尺寸设计。（二）低速级齿轮传动1.齿轮的类型 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为280hbs,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。 3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数902. 尺面接触疲劳强度设计 1.选取螺旋角 初选螺旋角=12 按式（1020）试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮的传递转矩由前面算得 3）由机械设计表107选取齿宽系数 4）由表105查的材料的弹性影响系数； 5）由图1025d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由式（1015）计算应力循环次数 7）由图1023取接触疲劳强度寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力 9） 由图1020图选取区域系数 10）由端面重合度近似公式算得11）取中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力， 即（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 2.计算圆周速度 3.计算齿宽b及模数 4计算纵向重合度 5计算载荷系数 由表102查的使用系数，根据v=0.389m/s，7级精度，由图108查的动载系数；由表104查的；由图1013查得；由表103查得。故载荷系数6按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由式（1012）得 7计算模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由1式（1017）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从图1028查的螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查齿形系数由图1017查得；5）查取应力校正系数 由图1018查得；6）由图1024c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 7）由图1022取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式1(1012)得 9）计算大小齿轮的大齿轮数值大。（2）设计计算由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。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm计算齿数。取，则 取整4.几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为123mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角因值改变不大故参数不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径4.计算齿轮宽度 圆整后取 5.四个齿轮的参数列表如表21表21齿轮模数齿数z压力角螺旋角分度圆直径齿顶圆直径齿底圆直径高速级小齿轮224201441.2243.2236.22高速级大齿轮21012014173.14175.14168.14低速级小齿轮2302012.6861.5063.5056.50低速级大齿轮2902012.68184.50186.50179.50续表21齿轮旋向齿宽b轮毂l材质 热处理结构形式硬度高速级小齿轮右464640cr调质实体式280hbs高速级大齿轮左415045钢调质腹板式240hbs低速级小齿轮左676740cr调质实体式280hbs低速级大齿轮右626945钢调质腹板式240hbs6.齿轮结构设计（输出轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按1图1039荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图6轴的设计6.1第轴设计1.初算第iii轴的最小轴径1.输出轴上的功率，转速，转矩由前面算得：2.求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径3.初步确定轴的最小直径先按式（152）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联轴器的型号。查表141，考虑到转矩变化小，故取。则联轴器的计算转矩。查gb/t50141985，选用hl4弹性柱销联轴器，其公称转矩为.半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。2第iii轴的结构设计1.各段轴直径的确定如表22位置直径（mm）理由42由前面算得半联轴器的孔径50为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， ，故取。55根据选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311其尺寸为。故。 65左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由2上得30311型轴承的定位轴肩高度，因此取。75齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径，齿轮处直径见段理由。65取安装齿轮处的轴段直径。55见段理由。表222.各轴段长度的确定如表23位置长度（mm）理由82为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比略短些，取。50轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离,故取。31.5为单列圆锥滚子轴承30311其尺寸为，故 82 12轴环处轴肩高度，轴环宽度，取65已知齿轮轮毂宽度为69mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取60取齿轮距箱体内壁距离为，第ii轴上大齿轮距第iii轴上大齿轮。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。滚动轴承宽度。第ii轴上大齿轮轮毂长。则 表236.2第（ii）轴设计1.初算第（ii）轴的最小直径1.第（ii）轴上输入功率，转速，转矩由前面算得2.分别计算大小齿轮上的力已知第（ii）轴上大齿轮分度圆直 小齿轮上分度圆直径为3.初步确定轴的最小直径根据最小直径查2gb/t2971994选取30307。轴承的规格为2.第（ii）轴的结构设计1.确定轴的各段直径如表24位置直径（mm）理由35根据轴承的尺寸 40根据取小齿轮安装处直径。48小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度，取故，则轴环处直径。 40取大齿轮安装处直径。35理由同段。 表242.确定轴的各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。轴环处轴肩高度，轴环宽度。轴环处长度取其它轴的尺寸，根据第iii轴算出的尺寸进行确定。位置长度（mm）理由31.5根据第iii轴算出的尺寸进行确定464865603.第（ii）轴的强度校核1.轴的载荷分析图24图242.大小齿轮截面处的力及力矩数据由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的，的值列于下表25载荷水平面垂直面支反力 弯矩 总弯矩扭矩表253.按弯扭合成应力校核轴的强度 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（小齿轮）中心线截面的强度。根据1式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表1151查得。因此，。故安全。4.精确校核轴的疲劳强度从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面ii，iii，iv，v处应力集中的影响接近，但截面iii，iv处轴径也很大比ii，v处轴径大。所以校核ii，v截面就行了。由于截面ii处受力大些，所以只需校核ii左右截面即可。1）截面ii左侧截面左侧的弯矩为 截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由1表151查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表32查取。因，经插值可查得 又由1附图31可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数按1式（附表34）为 由1附图32尺寸系数，又由附图33的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由1附图34得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，及，按1式（32）及式（312a）得综合系数为 由131及32得碳的特性系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值，按1式（156）（158）则得故可知其安全。2）截面ii右侧抗弯截面系数按1表154中的公式计算弯矩及弯曲应力为 扭矩及扭转应力为过盈配合处的，由1附表38用插值法求出，并取于是得 轴按磨削加工由1附图34得表面质量系数为故得综合系数所以轴在截面右侧安全系数为故该轴在截面ii右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。6.3第（i）轴设计1. 初算第（i）轴的最小直径1.先按式（152）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表153，取。根据最小直径选取30306轴承，尺寸为输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联轴器的型号。查表141，考虑到转矩变化小，故取。则联轴器的计算转矩。查gb/t50141985，选用hl2弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。2.第（i）轴的结构设计根据轴（i）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即iiiii段长度为50mm。再根据轴（iii），（ii）数据，及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。 位置直径（mm）22243036453030位置长度（mm）6050601041242603.轴系零部件的选择根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表26轴承（gb/t2971994）键（gb/t10962003）联轴器（gb/t50141985）轴i30306（带轮）(小齿轮)hl2轴ii30307(小齿轮)(大齿轮）轴iii30311(联轴器）(大齿轮)hl4表267.箱体结构设计7.1 箱体主要结构尺寸的确定1铸造箱体的结构形式及主要尺寸减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如表31名称符号齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘壁厚12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地角螺栓直径18地角螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径14连接螺栓的间距150轴承端盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径8至外箱壁距离24/20/16至凸缘边缘距离22/14轴承旁凸台半径18凸台高度低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离46铸造过度尺寸x,yx=5 y=25大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离8箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径201轴承旁连接螺栓距离s201盖与座连接螺栓直径102箱体内壁的确定箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于3050mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。7.2 减速器附件的确定视孔盖：由3表114得，由是双级减速器和中心距，可确定视孔盖得结构尺寸。透气孔：由3表115得，选用型号为的通气塞液位计：由3表710得，选用型号的杆式油标排油口：油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚22.5倍选取。取螺塞直径为16mm.起盖螺钉：起盖螺钉数量为2，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm定位销：由表31的定位销直径为8mm吊环：由3表113得，吊耳环在箱盖上铸出。根据表31中确定的尺寸可以确定吊耳环的尺寸。8.润滑 密封及其它8.1润滑1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm）,1/6齿轮。2.轴承的润滑轴承采用润滑油进行润滑，润滑油直接采用减速器油池内的润滑油通过输油沟进行润滑。8.2密封为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为ra=6.3。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。端盖直径见表31。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。8.3其它（1）装配图图纸选用a1的图纸，按1：2的比例画。（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机内不许有任何杂物存在，内壁图上不被机油侵蚀的涂料两次。（3）齿啮合侧隙用铅丝检验不小于0.6mm，铅丝不得大于最小侧隙的四倍。（4）用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%，按齿长接触斑点不小于50%，必要时间可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。（5）应调整轴承轴向间隙，f35为0.030.008mm f45为0.060.12mm f750.080.15mm.检查减速器剖封面，各接触面积密封处，均不许漏油，剖封面允许涂密封油漆或水玻璃，不许使用任何填料。（6）机内装n68润滑油至规定高度（7）表面涂灰色油漆。9.设计总结大学以来学了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，互换性与测量基础，工程材料与成型技术基础，还真不知道它们有什么用，我能将