机械设计课程设计带式输送机的传动装置设计

1、第一节 设计任务书北京交通大学海滨学院课程设计任务书课程名称：机械设计设计题目：带式输送机的传动装置设计 1 。传动系统示意图方案3：电机圆锥圆柱齿轮(斜齿)减速器开式一级齿轮减速工作机1电动机；2、4联轴器；3圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5输送带；6滚筒2 原始数据设计带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器，原始数据如表1.1所示： 表1.1 原始数据3皮带的有效拉力f n3000输送带工作速度v m/s 1.20输送带滚筒直径d mm4003 设计条件 1.工作条件：机械装配车间；两班制，每班工作四小时；空载起动、连续、单向运转，载荷平稳； 2.使用期限及检修间隔：工作期限为8年，每年工作2

2、50日；检修期定为三年；3.生产批量及生产条件：生产数千台，有铸造设备；4.设备要求：固定；5.生产厂：减速机厂。4 工作量 1.减速器装配图零号图1张； 2.零件图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）；3.设计说明书一份约60008000字。第二节 电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算计算过程与说明结果1、 选择电动机1. 选择电动机类型按工作要求和工作条件选用y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380v。2. 选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为式中，、分别为圆锥齿轮传动、圆柱斜齿轮传动、开式齿轮传动、联轴

3、器、轴承和卷筒的传动效率。分别查表为=0.97，=0.98，=0.93，=0.99，=0.99，=0.96，则所以电动机所需工作效率为3. 确定电动机转速 按推荐的传动比合理范围，圆锥圆柱二级减速器的传动比为825，开式圆柱齿轮传动比为26，而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为（825）×（26）×57.3r/min=（916.88595）r/min符合这一范围的同步转速为1000r/min、1500r/min和3000r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。根据电动

4、机的类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为y132s-4，其主要性能如表1.1所示，电动机的主要外形和安装尺寸如表1.2所示。表2.1 y132-4型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kw满载转速/()y132-45.514402.22.2表2.2 y132s-4型电动机的外形和安装尺寸 mm型号habcdef×gdgkbhaabbhay132s-413221614089388010×8331228021013531560200184752、 计算传动装置的总传动比并分配传动比1. 总传动比2.分配传动比考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取，故3、

5、 计算传动装置各轴的运动和动力参数1. 各轴的转速轴 轴 轴 轴 滚筒轴 2. 各轴的输入功率轴 轴 轴 轴 滚筒轴 3. 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为故轴 轴 轴 轴 滚筒轴 将上述计算结果汇总于表2.3轴名功率p/kw转矩t/(nmm)转速n/()传动比 i效率电机轴4.553.02×104144010.99轴4.512.99×10414402.090.964.336.01×1046884.10.974.202.39×1051682.930.923.862.93×10557.310.98卷筒轴3.796.31×10557.3

6、第三节 传动零件的设计计算计算过程与说明结果一、圆锥齿轮传动1. 选定精度等级、材料及齿数1) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb 10095-88）。2) 材料选择。由表10-1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40hbs。3) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-26）即（1） 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数2) 选择齿宽系数3) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。4) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲

7、劳强度极限。5) 由式10-13计算应力循环次数。6) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 7) 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1.由公式（10-12）得（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2) 平均分度圆直径3) 计算齿宽中点处的圆周速度4) 计算载荷系数。根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-2查得使用系数；圆锥齿轮齿间载荷分配系数；由表10-9查得轴承系数；齿向载荷分配系数；5) 按实际载荷系数算。6) 计算大端模数。取7) 计算分度圆直径8) 计算锥距9) 计算齿宽取3. 按齿根弯曲强度设计由式10-23得弯曲强度的设计公式为（1）

8、确定公式内的各计算数值1) 计算载荷系数。2) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；3) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数；4) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数,由式（10-12）得：5) 查取齿形系数。由表10-5查得。6) 查取应力校正系数。由表10-5查得。7) 计算大小齿轮的并加以比较。（2） 设计计算对比计算结果，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2.29并就近圆整为标准值，按接触

9、强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数。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，并做到结构紧凑，避免浪费。由以上计算列出圆锥齿轮参数如表3.1名称代号计算结果小齿轮大齿轮分锥角25.84464.156齿顶高2.5齿根高3.125分度圆直径d77.5160齿顶圆直径82.00162.18齿根圆直径71.88157.28锥距r88.89齿根角2.01顶锥角27.8666.17根锥角23.8362.15顶隙c0.625分度圆齿厚s3.93当量齿数34.45146.82齿宽b30计算过程与说明结果二、圆柱斜齿轮传动1.选定精度等级、材料及齿数1) 与圆锥齿轮相

10、同选用7级精度。2) 材料选择。由表10-1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40hbs。3) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。螺旋角为2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-26）即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）选择齿宽系数4) 由图10-30选取区域系数5) 由图10-26查得则6) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。8) 由式10-13计算应力循环次数。9) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 10)

11、 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1.由公式（10-12）得（2）计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。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k。根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-2查得使用系数；由表10-3查得；由表10-4查得；由图10-13查得6) 按实际载荷系数算。7) 计算模数。3.按齿根弯曲强度设计由式10-17得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1) 计算载荷系数。2) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；3) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数；4

12、) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数,由式（10-12）得：5) 查取齿形系数。由表10-5查得。6) 查取应力校正系数。由表10-5查得。7) 计算大小齿轮的并加以比较。（3） 设计计算对比计算结果，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1.55并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数取大齿轮齿数。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，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 计

13、算几何尺寸1) 计算中心距取2) 按圆整后的中心距修正螺旋角由以上计算列出圆柱斜齿轮参数如表3.2名称符号计算结果螺旋角14.418法面模数2端面模数2.07法面压力角端面压力角法面齿距6.28端面齿距6.48法面基圆齿距6.68法面齿顶高系数1法面顶隙系数0.25分度圆直径d49.56204.44基圆直径46.57192.11端面变位系数0齿顶高2齿根高2.5齿顶圆直径53.56208.44齿根圆直径44.56199.44法面齿厚3.14端面齿厚3.25当量齿数26.42 108.98计算过程与说明计算结果三、开式圆柱直齿轮传动1.选定精度等级、材料及齿数1) 与圆锥齿轮相同选用7级精度。2

14、) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为zg340-640（调质），硬度为260hbs，大齿轮材料为zg340-460（常化），硬度为220hbs，二者材料硬度差40hbs。3) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2.按齿根弯曲强度设计由式10-17得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数。2）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；3）由式10-13计算应力循环次数。4) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数；5) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数,由式（10-12）得：6) 查取齿形系数。由表10-5查得。7) 查取应力校正系数。由表

15、10-5查得。8) 计算大小齿轮的并加以比较。（4） 设计计算由此计算结果，将模数增大15%得：取m=3由以上计算列出开始圆柱齿轮参数如表3.3m=3名称符号标准齿轮传动小齿轮大齿轮变位系数x00节圆直径d69204啮合角20齿顶高3齿根高3.75齿顶圆直径75210齿根圆直径61.5106.5中心距a273中心距变动系数y0齿顶高降低系数0第4节 轴的校核计算计算过程与说明结果1、 中间轴的校核计算1. 已知中间轴上的功率、转速、；和转矩、。；2. 求作用在齿轮上的力已知高速级大圆锥齿轮平均分度圆直径为而已知低速级大圆柱斜齿轮分度圆直径为而圆周力径向力及轴向力的方向如图4.1所示。3. 初步

16、确定轴的最小直径先按式（15-2）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15-3，取，于是得4. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出州的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7208c型轴承，由手册差得a=17mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面齿轮轴的齿轮沟槽处事危险截面。现将计算出的截面沟槽处的、及的值列于下表载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t5. 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的强度。根据式（15-5）及上表

17、中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。6. 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面危险截面为齿轮的沟槽处（2） 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧上的弯矩截面上的转矩截面上弯曲应力截面上的扭转切应力因弯曲应力为对成循环变应力，故其应力幅和平均应力分别为因扭转切应力为脉动循环变应力，故其应力幅和平均应力分别为（3） 材料的极限应力查表得由碳钢的材料常数为取（4） 截面的综合影响系数。1） 有效应力集中系数2） 绝对尺寸系数；3） 表面状态系数由，插值得。4） 计算截面的综合影响系数（5）

18、计算安全系数取s=1.5，由式（6） 截面右侧（7） 求截面上的应力抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧上的弯矩截面上的转矩截面上弯曲应力截面上的扭转切应力因弯曲应力为对成循环变应力，故其应力幅和平均应力分别为因扭转切应力为脉动循环变应力，故其应力幅和平均应力分别为（8） 材料的极限应力查表得由碳钢的材料常数为取（9） 截面的综合影响系数。5） 有效应力集中系数6） 绝对尺寸系数；7） 表面状态系数由，插值得。8） 计算截面的综合影响系数（10） 计算安全系数取s=1.5，由式（11）故该轴在截面的强度是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。第5节 滚动轴承和键连

19、接的强度计算计算过程与说明结果1. 轴承计算（1） 试选用7208c角接触滚动轴承（2） 计算1） 求比值2） 相对轴向载荷3） 计算当量动载荷p，根据式（13-8a）按照表13-6，取按照表13-5，则4） 根据式（13-6）求轴承应有的基本额定动载荷值5） 要求工作时间t为所以此轴承可用2. 键的校核1） 根据轴直径和长选取键14x452） 由取3） 键的工作长度4） 键槽的接触高度5） 由式（6-1）得：第6节 联轴器的选择计算过程与说明结果1. 高速轴的联轴器选择1） 电动机伸出轴直径为d=38mm；2） 高速轴选择有弹性元件的挠性联轴器；3） 由电动机伸出轴的直径可选lx型弹性柱销联轴器（gb/t 5014-2003）型号为lx3；4） lx3联轴器的公称转矩，许用转速，分别大于高速轴的数值；5） 由电动机伸出轴的长度选择型连接电动机，y型连接高速轴。2. 输出轴的联轴器选择1） 输出轴为低速轴选择刚性联轴器，凸缘联轴器（gb/t 5843-2003