课程设计--设计一带式输送机传动装置.doc

班级：09机械c班 学号：29100101062 姓名：许桂林 课程设计机电工程学院机械设计 课程设计题 目 名 称 设计一带式输送机传动装置 课 程 名 称 机械设计 课程设计 学 生 姓 名 xxx 学 号 29100101062 班 级 09机械c班 指 导 教 师 xx 电子科技大学中山学院机电工程学院2012年6月18日计算项目及内容主要结果1、 课题题目设计带式输送机传动装置 传动简图如图1所示。工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5%。带式输送机的传动效率为0.96。图1 带式输送机传动简图图2 电动机带式输送机的设计参数：输送带的牵引力1.25kn；输送带的速度为：1.8m/s；输送带滚筒的直径250mm。简图1中的1、2、3、4、5、6分别为：1、电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、皮带运输机。计算项目及内容主要结果2、 电机的选择1、 类型和结构的选择三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，但一般应用于工业。y系列电动机是一般用途的全封闭式自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机器上，如风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。所以，选用y系列电动机作为带式输送机的电机。2、 功率的确定 电机的容量（功率）选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载而过早损坏；若容量过大，则电动机价格高，能力不能充分利用，而且因为经常不在满载下运行，其效率和功率因数较低，造成浪费。 工作机所需功率pw(kw)pw=fwvw/w=1.25kn1.8m/s0.962.34kw式中，fw为工作机的阻力，kn；vw为工作机的线速度，m/s；为工作机的效率，带式输送机可取w=0.96。电动机至工作机的总效率总=12345 1为三角带的传动效率，2为齿轮传动效率，3为滚动轴承的效率，4为联轴器的效率，5为运输机平型带传动效率。参考机械设计课程设计表3-1机械传动效率概略值，第13页，得：总=12345=0.960.970.980.990.960.88 所需电动机的功率pd(kw)pd=pw/总=2.34/0.88kw=2.66kw 电动机额定功率pm按pmpd来选取电动机型号。电动机功率的大小应视工作机构的负载变化状况而定。3、 转速的确定 滚筒轴的工作转速为nw=601000vw/d=(6010001.8)/(3.14250)138r/min vw为皮带输送机的带速，d为滚筒的直径。 额定功率相同的同类型电动机，有几种不同的同步转速。例如三相异步电动机有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min。一般最常用、市场上供应最多的是同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，综合考虑各种情况，决定选用1000r/min的电动机。 选用y系列电动机，参考机械设计课程设计表17-7 y系列（ip144）三相异步电动机的技术数据，第178页，得：电动机的型号为y132s-6，额定功率(pm)为3kw（实物如图2），满载转速（nm)为960r/min。2、 传动比的分配1、电动机选定后，根据电动机的满载转速nm和工作机的转速nw即可确定传动系统的总传动比i，即i=nm/nw=960/138=6.9566.962、传动系统的总传动比i是各串联机构传动比的连乘积，即i=i1i2=6.96式中，i1，i2为传动系统中各级传动机构的传动比。3、传动比分配的一般原则各级传动比可在各自自荐用值的范围内选取。各类机械传动比荐用值和最大值，参考李育锡的机械设计课程设计表32 各类机械传动的传动比，第14页。分配传动比应注意使各传动件的尺寸协调、结构匀称和利于安装。传动零件之间不应造成互相干涉。使减速器各级大齿轮直径相近，以利于实现油池润滑。使所设计的传动系统具有紧凑的外廓尺寸。4、所以，传动系统中v型带机构的传动比i1选择2，则齿轮机构的传动比i2为3.48。3、 传动参数的计算机器传动系统的传动参数主要是指各轴的转速、功率和转矩，它是进行传动零件设计计算的重要依据。各轴的转速n(r/min)高速轴1的转速：n1=nm中间轴2的转速：n2=n1/i1=960/2=480r/min低速轴3的转速：n3=n2/i2=nm/(i1i2)=480/3.48=138r/min滚筒轴4的转速：n4=n3=138r/min式中，nm为电动机的满载速度；i1为高速级传动比；i2为低速级传动比。各轴输入功率p（kw）高速轴1的转速：p1=pm=3kw中间轴2的转速：p2=p11g=30.960.99=2.85kw低速轴3的转速：p3=p22g=2.850.970.99=2.74kw滚筒轴4的转速：p4=p3c3=2.740.990.96=2.60kw式中，pm为电动机额定功率（kw)；c为联轴器效率；g为一对轴承的效率；1为v型带传动的传动效率；2为低速级齿轮传动效率。各轴的输入转矩t(nm)高速轴1的转速：t1=9550p1/n1=95503/960=29.84nm中间轴2的转速：t2=9550p2/n2=95502.85/480=56.70nm低速轴3的转速：t3=9550p3/n3=95502.74/138=189.62nm滚筒轴4的转速：t4=9550p4/n4=95502.60/138=179.93nm4、 v型带的设计1、 确定计算功率 计算功率pca是根据传递的功率p和带的工作条件而确定的pca=kap.kw.kw式中，pca为计算功率，kw； ka为工作情况系数，这里取ka.，参考，教材第八版机械设计表8-7 工作情况系数ka，第156页； p为所传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，kw。2、 选择v带的带型根据计算的功率pca和小带轮转速n1，确定普通v带为a型，参考，教材第八版机械设计图8-11 普通v带选型图，第157页。由可得到小带轮的基准直径范围为80mmdd100mm，再参考教材第八版机械设计的表8-6 v带轮的最小基准直径和表8-8 普通v带的基准直径系列，确定大小带轮的基准直径，应使dd1（dd）min，初选dd1为100mm，dd2=2dd1=200mm，则带速v1为：v1=dd1n1/(601000)=3.14100960/(601000)m/s5.02m/s因为算出来的带速为5.02m/s，在525m/s范围内，符合要求。 确定中心距a，并选择v带的基准长度ld。根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，通过计算，0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 210mma0600mm初定中心距为a0=300mm。计算相应的带长ld0ld02a0+/2(dd1+dd2)+(dd1+dd2)2/4a0=2300+/2(100+200)+(100+200)2/(4300)=1146mm带的基准长度ld根据ld0，参考教材第八版机械设计表8-2 v带的基准长度系列及长度系数kl，第146页，得ld=1250mm。 计算中心距a及其变动范围传动的实际中心距近似为aa0(ldld0)/2=300(12501146)/2=352mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧需要，常给出中心距的变动范围为amin=a0.015ld=3520.0151250334mmamax=a+0.03ld=3520.031250390mm 验算小带轮上的包角1由设计经验可得，小带轮上的包角1小于大带轮上的包角2；小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使190011800(dd2dd1)57.30a=1800(200100)57.30352163.70900 确定带的根数zpca为计算功率，由式pca=kap得出，其中，ka为工作情况系数，p为传递的功率；pr为额定功率，由式pr=（p0p0）kakl得出，其中，p0为单根普通v带所能传递的最大功率，参考教材机械设计表84a 单根普通v带的基本额定功率p0，第152页，经计算得p0=0.78kw，p0为单根v带额定功率的增量，参考教材第八版机械设计表84b 单根普通v带额定功率的增量p0，第153页，经计算得p0=0.02kw，ka为包角不等于1800时的修正系数，参考教材第八版机械设计表85 包角的修正系数，第155页，经计算得ka=0.96，kl为当带长不等于实验规定的特定带长时的修正系数，参考教材第八版机械设计表82 v带的基准长度系列及长度系数kl，第146页，kl=0.93，则， z=pca/pr=kap/（p0p0）kakl=3.6/（0.780.02）0.960.935.0410为了使各根v带受力均匀，带的根数不宜过多，一般少于10根，经鉴定，符合要求,z取6。 确定带的初拉力f0 下式中，q为传动带单位长度的质量，kg/m,参考教材第八版机械设计表83 v带单位长度的质量，第149页，得p=0.1kg/m。f0min=500(2.5ka)pca/kazvqv2=500(2.50.96)3.6/(0.9665.02)0.15.02298.39n对于新安装的v带，初拉力为1.5f0min；对于运转后的v带，初拉力应为1.3f0min，则初拉力应选f0=1.5f0min。 计算带传动的压轴力fp为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力fp，参考教材第八版机械设计图813 压轴力计算示意图，第159页。fp=2zf0sin(1/2)=261.598.39sin(163.70/2)=1753.13n式中，1为小带轮的包角。 v带小轮二维零件图（如图3）图3五、圆柱齿轮的设计1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 输送机为一般工作机器，速度不高，可以选用7级精度(gb 1009588)。 材料的选择，参考教材第八版机械设计表101 常用齿轮材料及其力学特性，第191页，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40hbs。 选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=3.4820=69.6，取z2=70。2、 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即(1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。t1=(95.5105p2)/n2=95.51052.85480=5.67104nmm 参考教材第八版机械设计表107 圆柱齿轮的齿宽系数d，第205页，选取齿宽系数d=1。 参考教材第八版机械设计表106 弹性影响系数ze，第201页，ze=189.8mpa。 参考教材第八版机械设计图1021d 齿轮的接触疲劳强度极限hlim，第209页，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hlim2=550mpa。 计算应力循环次数,其中，j为齿轮每转一圈时，同一齿轮面啮合的次数；lh为齿轮的工作寿命（单位为h）。n1=60n2jlh=604801(2830010)1.38109n2=n1/i2=(1.38109)/3.483.97108 参考教材第八版机械设计图1019 接触疲劳寿命系数khn（当nnc时，可根据经验在网纹内取khn值），取接触疲劳寿命系数khn1=0.92，khn2=0.97。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数s=1。1=（khn1hlim1）/s=0.92600mpa=552mpa2=（khn2hlim2）/s=0.97550mpa=533.5mpa(1) 计算 试算小齿轮分度圆直径=53.12mm 计算圆周速度vv=(d1tn2)/(601000)=(53.12480)/(601000)m/s=1.33m/s 计算齿宽bb=dd1t=153.12mm=53.12mm 计算齿宽与齿高之比b/h 模数：mt=d1t/z1=53.12/20mm=2.656mm 齿高：h=2.25mt=2.252.656mm=5.98mm b/h=53.12/5.98=8.89 计算载荷系数根据v=1.33m/s，7级精度，参考教材第八版机械设计图108 动载系数kv，第194页，查得动载系数为kv=1.06；直齿轮，kha=kfa=1;参考教材第八版机械设计表102 使用系数ka，第193页，查得使用系数ka=1；参考教材第八版机械设计表104接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数kh，第196页，用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，经计算得kh=1.418。由b/h=8.89，kh=1.418，参考教材第八版机械设计图1013 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数kf，第198页，kf=1.33，故载荷系数k=kakvkhakh=11.0611.418=1.503按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数m：m=d1/z1=55.752/20mm=2.79mm3、 按齿根弯度强度设计 弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值 参考教材第八版机械设计图1020c 调质处理钢的fe，第208页，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1=500mpa；大齿轮的弯曲强度极限fe2=380mpa； 参考教材第八版机械设计图1018 弯曲疲劳寿命系数kfn（当nnc时，可根据经验在网纹内取kfn值），第206页，取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.90，kfn2=0.92； 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，则f1=（kfn1fe1）/s=0.90500mpa=450mpaf2=（kfn2fe2）/s=0.92380mpa=349.6mpa 计算载荷系数kk=kakvkfakh=11.0611.33=1.410 查取齿形系数和应力校正系数 参考教材第八版机械设计表105齿形系数yfa和ysa，第200页，yfa1=2.8，yfa2=2.24；ysa1=1.55，ysa2=1.75。 计算大小齿轮的yfaysa/f并加以比较yfa1ysa1/f1=2.81.55/450=0.00964yfa2ysa2/f2=2.241.75/349.6=0.01121 可以看出，大齿轮的数值大。 对此计算结果，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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.65并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=55.752mm，算出小齿轮齿数：z1=d1/m=55.752/228。 大齿轮齿数：z2=3.4828=97.4，取z2=98。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4、 几何尺寸计算 计算分度圆直径d1=z1m=282=56mmd2=z2m=902=180mm齿根圆直径：齿顶圆直径：计算中心距：a=(d1d2)/2=(56180)/2=118mm计算齿轮宽度：b=dd1=156=56mm取b2=56mm，b1=61mm。六、轴的设计计算1、轴的材料和热处理的选择。根据题目意思，本轴并无特殊要求，也没要尺寸大小限制，只要选择合理即可。选45号钢，调质处理，hb217255。2、 按扭矩估算最小直径。参考教材第八版机械设计表153轴的常用几种材料的及值，第370页，查表得在126至103之间，取=115。主动轴：考虑键：选取标准直径：。从动轴：考虑建：选取标准直径：3、 轴的结构设计（构想的轴如图4）。图4根据轴上零件的定位、装拆方便的要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。轴段的确定：由v带轮的计算可得，小带轮的长度为93mm，由上面计算可得轴的直径最小值为22mm，所以选择轴径为25mm，长度为90mm。轴段和的确定：考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承，主动轴承根据轴颈值查机械零件设计手册选择6206两个（gb/t 2761993），内径为30mm，外径为62mm，宽度为16mm。套筒选择10mm长的，挡油圈选择2mm的，参考机械设计课程设计表51 铸铁减速器箱体结构尺寸之一，第23页，得箱座壁厚为10mm。由上面的，分析得轴段的轴径为30mm，长度为40mm；轴段的轴径为30mm，长度为28mm。轴段的确定：由上面齿轮的计算可得，轴径为56mm，长度为61mm。轴段和的确定：根据以往经验可得，轴径都为45mm，长度都为8mm。4、主动轴的二维图如图5（键槽的大小还没确定）。图5主动轴5、同理可求得从动轴的二维图如图6（键槽大小还没确定）。图6从动轴6、 危险截面的强度校核。（1）从动轴的强度校核圆周力：径向力：由于为直齿轮，轴向受力。从动轴的受力简图如图7所示。图7l=114mm扭矩：校核：由图表查得，考虑建槽：则强度足够。（2） 主动轴的强度校核，作主动轴的强度校核如图8所示。图8l=117mm扭矩：校核：由图表查得，考虑建槽：则强度足够。七、滚动轴承的选择。考虑轴受力娇小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承。主动轴承根据轴颈值查机械零件设计手册选择6206两个（gb/t 2761993），从动轴承6209两个（gb/t 2761993）两轴承承受纯径向载荷主动轴轴承寿命：深沟球轴承6206，基本额定动负荷，。预期寿命为：10年，两班制所以，轴承寿命及格。从动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定动负荷，。预期寿命为：10年，两班制所以，轴承寿命及格。8、 键的选择及校核1、 主动轴外伸端，考虑到键在轴中部安装，故选键628 gb 10961990，b=6mm，l=28mm，h=6mm。选择45钢，其许用挤压应力。则强度足够，合格。2、 从动轴外伸端，考虑到键在轴中部安装，故选键1040 gb 10961990，b=10mm，l=40mm，h=8mm。选择45钢，其许用挤压应力。则强度足够，合格。3、 与齿轮连接处，考虑到键在轴中部安装，故选键1045 gb 10961990，b=10mm，l=45mm，h=8mm。选择45钢，其许用挤压应力。则强度足够，合格。九、联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器，k=1.3。选用tl6型（gb 124581990）弹性套柱削联轴器，公称尺寸转矩=250（），。采用y型轴孔，a型键，轴孔直径d=32至40mm，选d=35mm,轴孔长度l=82mm。tl6型弹性套柱销联轴器有关参数。公称转矩：250（）；许用转速：3300（）；轴孔直径：35mm；轴孔长度：82mm；外径：160mm；材料：ht200；轴孔类型：y型；键槽类型：a型。十、箱体主要结构尺寸计算箱体是一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸按经验公式在装配草图的设计和绘制过程中确定如下：1.箱座壁厚；2.箱座凸缘厚度b=1.5，；3.箱盖厚度；4.箱盖凸缘厚度；5.箱底座凸缘厚度；6.轴承旁凸台高度h=45mm，凸台半径r=20mm；7.齿轮轴端面与内机臂距离；8.大齿轮齿顶与内机壁距离；9.小齿轮端面到内机壁距离；10.上下机体肋板厚度；11.主动轴承端盖外径；12.从动轴承端盖外径=130mm；13.地脚螺栓m16，数量6根。十一、减速器附件的选择及简要说明1.安装端盖的螺栓12个，材料为q235，规格m616 gb 57821986；2.安装端盖的螺栓24个，材料为q235，规格m825 gb 57821986；3.定位销2个，材料为35，规格a640 gb 1171986；4.调整安装垫圈3个，材料为65mn，规格10 gb 931987；5.安装螺母3个，材料为a3，规格m10 gb 61071986；6.测量油面高度的油标尺1条，材料为组合件；7.透气通气器1个，材料为a3。十二、减速器润滑方式、密封形式、润滑油牌号及用量的简要说明1.润滑方式。（1）齿轮v=1.33m/s12m/s，应用喷油润滑。但考虑成本及需要选用的浸油润滑；（2）轴承采用润滑脂润滑。2.润滑油牌号及用量。（1）齿轮润滑选用150号机械油（gb 4431989），最低最高油面距（大齿轮）10mm至20mm，需油量为1.5l左右；（2）轴承润滑选用zl3型润滑脂（gb 73241987），用油量为轴承间隙的1/3至1/2为宜。3.密封形式。（1）箱座与箱盖凸缘的密封：选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法；（2）观察孔和油孔等处结合面的密封：在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封；（3）轴承孔的密封：闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖间的间隙，由于v3m/s故选用半粗羊毛毡加以密封。十三、设计小结经过一个月的设计计算，终于把该设计的所有工作都完成了，由于设计过程中经常遇到一些别的事情，耽误了一些时间，所以本次设计显得比较仓促，考虑不周的地方也是在所难免的，但是经过了查找资料、咨询老师、询问同学最终还是顺利把该设计完成了。在做本设计的过程中，遇到了很多问题，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。通过自己的努力（查资料、问同学）把问题解决，当问题一个个被解决的时候，自己的内心是喜悦的，那是一种无法描述的愉悦。经过这次课程设计，我学到了很多东西，不仅巩固和