课程设计=带式输送机传动装置设计

机械设计课程设计设计计算说明书设计题目带式输送机传动装置设计设计者聂敦高学号10130240专业班级机械1005班指导教师李克旺完成日期2012年12月12日北京交通大学海滨学院目录一课程设计的任务3二电动机的选择4三传动装置的总传动比和分配各级传动比5四传动装置的运动和动力参数的计算6五传动零件的设计计算7六轴的设计、校核16七滚动轴承的选择和计算20八键连接的选择和计算21九联轴器的选择22十润滑和密封的选择23十一箱体的设计24十二设计总结27十三参考资料28一、课程设计的任务1设计目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是1通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。2通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。3提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计CAD能力等，使学生熟悉设计资料手册、图册等的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2设计题目带式输送机传动装置设计。带式输送机已知条件方案编号12345678910输送带工作拉力FN3400330031502550245024001400130012001100输送带工作速度VM/S075080090110110115202122225鼓轮直径DMM2452402352302252202302252202153设计任务1选择（由教师指定）一种方案，进行传动系统设计；2确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算；3进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数；4对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图（草图和正式图各1张；5校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；6绘制中间轴及中间轴大齿轮零件工作图（注当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；7编写课程设计说明书。4传动装置部分简图二、电动机的选择1电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。2确定电动机输出功率PD电动机所需的输出功率PDPW/其中PW工作机的输入功率由电动机至工作机的传动总效率工作机的输入功率KWKFVPW47521010总效率3轴承2齿轮2联轴器带查表可得带097，轴承099，齿轮098，联轴器099，则0993098209920970886电动机所需的功率PDPW/2475/08862793KW3确定电动机转速工作机转速NWNWR/MIN9712514306确定电动机转速可选范围双级圆柱齿轮传动比范围为I减1220，则电动机转速可选范围为NDNWI总1220NW12201999723996439994R/MIN其中I总I减1418I减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有750、1000、1500、3000R/MIN，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议在考虑保证减速器传动比I减14时，来确定电机同步转速）。4确定电动机型号根据所需效率、转速，由机械设计手册或指导书选定电动机Y100L2型号（Y系列）数据如下额定功率P3KW额定功率应大于计算功率满载转速NM2880R/MIN（NM电动机满载转速）同步转速3000R/MIN电动机轴径28MM电动机轴长60MM三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1传动装置的总传动比I总I减NM/NW2880/19997144NW工作机分配轴转速2分配各级传动比减速器传动比分配原则各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。I减I高I低I高高速级传动比I低低速级传动比建议取I高（1213I低则I减（1213I2低I低32814I高13I低1333824326四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）NNM/I带2880R/MIN轴（中间轴）NN/I高2880/432666574R/MIN轴（低速级大齿轮轴）NN/I低66574/332820004R/MIN轴（与轴通过联轴器相连的轴）NWN20004R/MIN2计算各轴的输入功率和输出功率轴P入PD联轴器带27930992765KWP出P入轴承27650992737KW轴P入P出齿轮27370982682KWP出P入轴承26820992655KW轴P入P出齿轮26550982602KWP出P入轴承26020992576KW轴P入P出联轴器25760992550KWPWP出25500992474KW3计算各轴的输入转矩和输出转矩公式T955106P/NNMM轴T入955106P入/N9551062765/28809169NMMT出955106P出/N9551062737/28809076NMM轴T入955106P入/N9551062682/6657438473NMMT出955106P出/N9551062655/6657438086NMM轴T入955106P入/N9551062602/20004124220NMMT出955106P出/N9551062576/20004122979NMM轴T入955106P入/N9551062550/20004121738NMMTWT出955106P出/N9551062474/20004118110NMM电机输出转矩T9551062793/28809262NMM将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表轴名功率P（KW）转矩T（NMM）转速N（R/MIN传动比I效率输入输出输入输出）电机轴2793926228801轴276527379169907628804326轴268226653847338086665743328轴2602257612422012297920004轴25502474121738118110200041五、传动零件的设计设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮。2材料选择。由表101选择小齿轮材料为45钢调质，硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢正火，硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。3运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度GB10095884选小齿轮齿数124，大齿轮齿数211432624103824,取Z2104。5选取螺旋角。初选螺旋角，左旋。142按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即32112HEDTTZUTK1确定公式内的各计算数值1试选61TK2由图1030，选取区域系数432HZ3由图1026查得7801A702A0780871651A24计算小齿轮传递的转矩T95510P/N955102737/288090761515NM5由表107选取齿宽系数1D6由表106查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE7由图1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，MPAH5801LIM大齿轮的接触疲劳强度极限IMH30218由式1013计算应力循环次数91102481860HNJLN992073124/749由图1019查得接触疲劳强度寿命系数1HNK952HN10计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S1，由式1012得MPASKHNH25480941LIM136152LI2AHH4532/4/212计算1试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得TDMDT248145392365190762312计算圆周速度SNVT/2080613计算齿宽B及模数TMDT2481MZDMTNT142COS48COS10356/248/HBNT4计算纵向重合度90314TAN218TAN310ZD5计算载荷系数K已知使用系数25A根据，7级精度，由图108查得动载荷系数SMV/6412VK由表104查得124810231608223BKDH由图1013查得F假定，由表103查得0/ATKNMB41FHK故载荷系数724125HVAK6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010A得MDTT936/7248/3317计算模数NMZN37124COS93COS13按齿根弯曲强度设计由式1017321COSFSDNYZKTM1确定计算参数1计算载荷系数67231425FVA2根据纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数903180Y3计算当量齿数85134COS02763321ZV4查取齿形系数由表105查得,921FAY69FA5查取应力校正系数由表105查得,5S8012SA6由图1020C查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE401大齿轮的弯曲疲劳强度极限PAFE327由图1018查得弯曲疲劳强度寿命系数901FNK92FN8计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式1012得MPAFENF864101K29392229计算大小齿轮的FSAY018529164638521FSAFY大齿轮的数据大2设计计算MMN920185651244COS807632对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯N曲疲劳强度计算的法面模数，取15MM，已可满足弯曲强度。但为了NM同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有MD913932154COSCOS1NZ取，则21675612ZI4几何尺寸计算1计算中心距MMZAN20914COS256COS21调整中心距A00所以改变使中心距满足要求。111432643265COSCOSNZMZAM所以17取，则2Z1786341I重新计算中心距MMZAN3114COS25COS2将中心距圆整为12按圆整后的中心距修正螺旋角361581257ARCOS2ARCOS1ZN因值改变不多，故参数、等不必修正KHZ验算中心距1271520COSCOS36NOZMAM所以中心距满足要求；3计算大、小齿轮的分度圆直径MMZDN0182365COS742214计算大、小齿轮的齿根圆直径DNF251782018234215计算齿轮宽度MBD431圆整后取；B52015验算NDTFT243097621BKTA1085合适、设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2材料选择。小齿轮材料为40钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。3运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z2取LI80。2Z2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式109A进行试算，即32112HEDTTZUTKD1确定公式各计算数值1试选载荷系数3TK2计算小齿轮传递的转矩T95510P/N955102655/66574380861515NM3由表107选取齿宽系数D4由表106查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE5由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H501LIM大齿轮的接触疲劳强度极限AI3826由式1013计算应力循环次数91107101746506HNJLN992328/77由图1019曲线1查得接触疲劳强度寿命系数，981HNK0412HN8计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S1，由式1012得MPASKHNH45680981LIM123942LI2计算1试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值TD1HMDT03572398143806212计算圆周速度VSNT/1067506213计算齿宽BMDT035714计算齿宽与齿高之比BHZMTNT82416035/7/352HBMNT5计算载荷系数K根据，7级精度，由图108查得动载荷系数SMV/91081VK假设，由表103查得NBFTA/0H由表102查得使用系数251AK由表104查得210357123016082BKDH由图1013查得7FK故载荷系数1250814298AVH6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010A得331/5709/69TTDM7计算模数1/642/MZ3按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为321FSDNYZKTM1确定公式内的计算数值1由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限140FEMPA大齿轮的弯曲疲劳强度极限232由图1018查得弯曲疲劳寿命系数，1092FNK2096FN3计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S14，由式1012得11428914FNEMPAAS2209633K4计算载荷系数15817849AVF5查取齿形系数由表105查得，62AY2FA6取应力校正系数由表105查得581S217SA7计算大小齿轮的，并比较FAY126580149793FASFY大齿轮的数据大2设计计算321849061796MM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数166，并就近圆整为标准值2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有，16492D1/6492/36ZDM取3Z大齿轮齿数取21381092IZ204几何尺寸计算1计算分度圆直径123260DZMM2计算齿根圆直径122535612FDZ3计算中心距12/60/143AM将中心距圆整后取。A4计算齿宽1DB取270BM1755验算1238061542TTFND57/10/ATKMB合适六中间轴（轴）1中间轴上的功率2268,N6574/MINPKWR转速转矩2347TNM2求作用在齿轮上的力高速大齿轮22384721TANTAN01596COSCOS3T428TTROATFND低速小齿轮2317165TAN8TAN2043TORTFND3初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取，于是由式152初步估算轴的最小直径0OA3MIN2/1682/57410ODPM中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大1015，取增大12得，圆整的。这是安装轴承处轴的最小直径,由高IN96MIND1D速级轴知。135D4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1初选型号6207的深沟球轴承参数如下，基本额定动载荷72DB42AD65ADM基本额定静载荷，故。轴段1和5RCKN13ORCKN153D5的长度相同,故取。1539L2轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取21D。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠40DM紧,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽2L，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直15B43径,轴肩高度,取，。DH10746M310L3轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取4D5。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠0DM紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽4L，取。75BM473L取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，152LM268367LM4参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见图93。0154图93中间轴的结构布置简图5轴的受力分析、弯距的计算1计算支承反力在水平面上2331242867158670,29TTBAHFLMN31529BTTAH在垂直面上2213120,7RARBVDFLLN26AN故2368AVRBVRFFN总支承反力22279517AHB22236896584BVAFFN2计算弯矩在水平面上217295370AHMFLNM3386819B在垂直面上33275263BVL216819AMFNM24VAD故222223759013678AHVNM合2249M合22333851BHV合3计算转矩并作转矩图2847TNM4）计算当量弯矩22222376803847153MTNM合3259169合6作受力、弯矩和扭矩图图94轴受力、弯矩和扭矩图七滚动轴承的选择和计算1校核轴承A和计算寿命径向载荷2223687938RAHVFN轴向载荷216AAFN,查表135得X1,Y0,按表136,取/0ARE210PF,故1PF1723801679APRAAPFXYFN因为，校核安全。257ACNR该轴承寿命663320058419742RHALHNP2校核轴承B和计算寿命径向载荷222869RBHVFN当量动载荷，校核安全19547570PRRFC该轴承寿命66332002498RBHBCLHNP查表133得预期计算寿命，故安全。1HBHAL八选用校核键1低速级小齿轮的键由表61选用圆头平键（A型），小齿轮轴端直径D40MM,，小齿轮齿宽B75MM，。28BH56LMMK45056124LLB由式61，370934PTMPAKD查表62，得，键校核安全0P2高速级大齿轮的键由表61选用圆头平键（A型），大齿轮轴端直径D40MM，大齿轮齿宽B45MM，。8BH40LMMK45040128LLB由式6，237PTMPAKD查表62，得，键校核安全P8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，3处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面，36429MNM3847TNM10BP33164291030BMDM所以满足要求根据式155，并取，232331240056DTWM22223696387/1450AMTMPA由表查得，校核安全。MPA131九联轴器的选择1、选用类型及型号为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器，轴选型号LT5，轴选型号LT6。2、校核1）、轴上联轴器计算联轴器的计算转矩取,CAATKT15A196TNM入15963738CANM轴转速N2880R/MIN轴径D28MM从弹性套柱销联轴器（GB/T43232002）查得LT5公称转矩许用转速N4600R/MIN2NTNM轴径为2535MM之间CANN联轴器合用2）、轴上的联轴器计算联轴器的计算转矩取,CAATKT15AK1240NM3入5186301863CATNMNM轴转速N20004R/MIN轴径D32MM从弹性套柱销联轴器（GB/T43232002）查得LT6公称转矩许用转速N3800R/MIN20NNM轴径为3242MM之间CANTN联轴器合用十润滑密封设计（1）齿轮的润滑除少数低速（V05M/S）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。本设计高速级圆周速度V12M/S，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10MM。浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于3050MM。为有利于散热，每传递1KW功率的需油量约为03507L。齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取V25可选用中极压齿轮油N320。（2）轴承的润滑当减速器中浸油齿轮的圆周速度V152M/S时，油飞溅不起来，应选用脂润滑。十一箱体结构的设计减速器的下箱体采用铸造（HT200）箱盖采用HT150制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合67ISH1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40MM为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RA633机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8，圆角半径为R3。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M6紧固B油螺塞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定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吊钩在机盖上直接铸出