机械设计课程设计---设计带式输送机传动装置

1、机械设计课程设计设计带式输送机传动装置目录二、三.四.五、六、七、八、九、选择电动机确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数减速器的结构传动零件的设计计算轴的计算轴承的的选择与寿命校核联轴器的选择十、润滑方法、润滑油牌号设计带式输送机传动装置原始数据:题号参7运输带工作拉力 (kN)2500运输带工作速度1. 1V(m/min)卷筒直径D(mm)400已知条件:1滚筒效率耳尸096(包括滚筒与轴承的效率损失)；2工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平 稳；3. 使用折旧期3年一次大修，每年280个工作日，寿命8年；4. 工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35°

2、;C；5. 制造条件及生产批量般机械厂制造，小批量生产。计算及说明一、选择电动机(1) 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步 电动机，封闭式结构，电压380V, Y型。（2）选择电动机的容量电动机所需功率计算工式为：（1）Pd显 KW, (2) %因Prf=_- Kw 1000%Fv1000Kw所以由电动机至卷筒的传动总功率为:式中：“3，久，",分别为带传动、轴承、齿轮传动、连轴器和卷筒的传动效率。取,=0.96（带传动尸098 （滚子轴承）, 仏=0.97099, =094则:qci =0.96 x o.983 x 0.972 x 099 x 0.94=0>

3、79又因为：V =l.lm/s所以：P = Fv = 2500x1.1 =3.481000%1000x0.79Kw(3) 确定电动机的转速卷筒轴工作转速为n=60x1000” _ 60x 1000x 1.1 _TrD3.14x400'按表1推荐的传动比合理范围，取一级齿轮传动的传动比/. =24,二级111柱齿12轮减速器的传动比，尸840,则总的传动比范围为/ =16-160，所以电动机转速的可选范围为:=a n = (16-160)x 52-55= 8418408 r/min符合这一范围的同步转速有:方电动L型号额定 功率EdKw电动1转速r/min电1质量动K同步 ，速异步 转速

4、1Y112M-24300028942YU2-44150044033Y16211-641000967lOOOr/min、1500r/min、3000r/min根据容量和转速，由机械设计课程设 计手册查出有三种适用的电动机型号，因 此有四种传动比方案，如下表：选用Y112M-2电动机:型 号额定 功率满载时輕动电流E动转矩 而定转矩最大转矩 额定转矩转1 r/min流（380v 时）攵率率因132S1-25.5290038.7780.805.22.21.8低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高,但也以使传动装置总传动比减小, 使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相 反。因此综

5、合考虑，分析比较电动机及传动装置的 性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案1比较 合适。所以，选定电动机型号为 Y112M -2二、确定传动装置的总传动比和分配传动比由电动机的的型号YU2M-2 ,满载转速nm = 2890r / min(1)总传动比165 _ 2890“52.55= 55.0(2) 分配传动装置传动比式中%表示滚子链传动比，i表示减速 器传动比。初步取尸25 ,则减速器传动比为：155.0,=亠 io- 一 22.22.5(3) 分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近，可由图12展开式线查得 L =58,贝!h/2=- = = 3.79oi

6、 5.8三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴 的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次为I轴、II轴、III轴"()1、 12，为相邻两轴间的传动比;为相邻两轴间的传动效率;为各轴的输入功率(Kw)；为各轴的输入转矩为各轴的转速(r/min )；(1)各轴的转速I轴-2890-1156 r/min2.5II轴山 _ii56_99.3 r/min "/；5.8III轴nul -,l/, -1993 - 52.59 r/min i2 3.79卷筒轴%=切=5259 r/min各轴输入功率Pj =牛(”=巳 = 348x096 = 334K

7、wPu = Pfh = PWb = 3.34x0.98x0.97 = 318KvvPIH = Pn 7/23 = 3.18x0.98x0.97 = 302KwPIV = PU 34 = Pm f 74 = 3.02 x 0.98 x 0.99 = 293Kw各轴输出功率50片=弓2 =334xO98 = 327Kw丘=&% =38xO98 = 32KwIIIPm = £”2 = 3.02x0.98 = 296KwnW卷Plv =卩八八生=2.93x0.96 = 275Kw(3)各轴输入转矩电动机轴输出转矩为：3 48= 9550x一 = 1450N也2890ITj =乙心0=

8、打/0=14.50x2.5x0.96 = 27.60N加Tu“2 = Ti 严= 27.60 x 5.8 x 0.98 x 0.97 = 152.17N加IIITm = Tu /2 7；23 =几“2叫叫=152.17 x 3.79 x 0.98 x 0.97 =54&24N?n卷筒轴TIV =刀“24 = 548.24 x 0.98 x 0.99 = 531.90 m各轴输出转矩nWT； =7；2 =27.60x0.98 = 27.O52V<mTu =TU z = 152.17 x 0.98 = 149.13N 加IIITm =T於 “2 = 548.24x0.98 = 537

9、.28" 加筒轴卷TIV = TJV= 531.90 x 0.94 = 500.00N加运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名效率p(Kw)转矩T(N.m)转速nr/min转动 比1效 率输 入输 出输 入输 出电动机轴3.48L4.5028900.962.5I轴3.343.27>7.60>7.0511560.955.8n轴3.183.1252.1749.13L99.30.953.79III轴3.022.9648.2437.28>5.592.932.7531.9000.0052.590.970.94四、减速器的结构铸铁减速器机体结构尺寸表:名称符号数值机座壁厚d8机

10、盖壁厚a8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b12机座底凸缘厚度b、20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n4由承旁联接螺栓直径16E盖与机座联接螺栓 直径d212联接螺栓心的间距I180轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径d8至外机壁距离26心至外机壁距离A22必至外机壁距离q18必至凸缘边缘距离24心至凸缘边缘距离16轴承旁凸台半径22凸台高度h49卜机壁至轴承座端面 距离50u柱齿轮外圆与内机 壁距离纠10II柱齿轮轮毂端面与 内机壁距离A.8机座肋厚m7机盖肋厚7轴承端盖外径d,126 和 135轴承端盖凸缘厚度t10由承旁联接螺栓距离s46、 186、 170五、传动零件的设计讨L=

11、J第一对齿轮（高速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按卷扬机传动方案，选用直齿圆柱轮传动;（2）精度等级选7级精度（GB10095-86）（3）材料选择。由表10-1 （常用齿轮材料及其 力学特性）选择小齿轮为40Cr （调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调 质），硬度为240HBSo（4 ）选小齿轮齿数为z, =20,大齿轮齿数Z2 =i】Z =5.8x20 = 116其中i=u2、按齿面接触强度设计公式如下：d百 >2.323K広/±1（乙已）0d u（1）确定公式内的各值计算1）、试选 K =1.34）、计算小齿轮传递的转矩3 34 95.5

12、x10 = 2.759x105）、由表10-7选取齿宽系数0d=l6）、由表10-6查得材料的弹性影响系数Zg =189.8 M 对7）、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限勺呗=600吧,大 齿轮的接触疲劳强度极限6e=550m<8)、由式(1060) N=60,Jl/1计算应力 循环次数。/v,=60xll56xlx (2x8x280x8) =2.486xio9.-2486x109 _4 286xlos5.89）、由图1049查得接触疲劳寿命系数k 的=0.95,S =0.9810）、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=l,由式(10-12)得:ctI

13、1 = A/W|<T/I,mi =0.95x 600=570mp.0 =尺叱严说=0.98 x 550=539MPa（2）计算1）、试算小齿轮分度圆直径心立沁甞喘=40.230mm2）、计算圆周速度兀叽小 =3.14x40.230x1156=2 43 fn/s 亠 60x100060x1000心''3）、计算齿宽b及模数b=0ddl =1 x 40>230=40>230 mm冷=2012mmh=225x m, =225x2012=453mmb/h=40.230/4.53=8.884）、计算载荷系数K已知使用系数心=1。根v=243 m/s，7级精度，由图108

14、查得动；荷系数心=110。由表10-4用插入法査得7级精度的小齿轮相对支承非对称布量时=1.417由图1013查得=1.33由表10-3查得k厂心=10,所以载荷系数K = KK K=lx 1.10 X 1.0 X 1.417=15596）、按实际的载荷系数校正所算得的分1=直径，由式（10-10）得:d =du=4o.23ox=42.742mm7）、计算模数牛气j mm3按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）、计算载荷系数k = ka kv=1x1.06x1.4x1.35 =22）、根据纵向重合度勺=1.903 ,从图10-28查得螺旋角影响系数Yfi =0e883）、计算当量齿数24co

15、s314°= 26.7Z、_120cos3 p cos' 14°=131.364）、査取齿形系数，由表105查得怙=2.1525）、查取应力校正系数得：&=1596, = 1.8256）、由图10-20C,查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限%=500MP。,大齿轮 的弯曲疲劳强度极限吩=380艸7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数k加=082,k刖2=0868）、计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得:0J = K业啦=()-8500 = 292.86 MP。s140.86x380L4=233.432.592x1.596292.86

16、9）、计算大、小齿轮的诜，并加以比2.15x1.825233.43= 0.01413= 0.01682大齿轮的数值大（2）设计计算2x2x3.084x10-x0.88xcosx001682 二V1x242x 1.654mm对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取产1.46 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲 劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度 圆直径尸5099 mm来计算应有的齿数。于是有：cosp 36.18xcosl4° “八 百7Z、=-=24.04 斗乂叫2z, =24z2 =ixz =5 x 24=120 取乙=120

17、<*4几何尺寸计算(1)计算中心距= 108.37 mm(Z| + Z2_ (24 +120) X1.462 cos p2 x cos 14°将中心距整为:153mmIII按圆整后的中心距修正螺旋角P = arccos(心艸=(24,120)x1.46 十 2a2x108.37因0值改变不多，所以参数心、z等不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径24x1,46cos 14.11°=36 24 mm= 181 ismm_ Z2mn _ 120x1.462 cos p cos 14.11°(4) 计算齿轮宽度b = 0dd = 1 x 36.24 = 36.24

18、mm整后取b2 =40mm,5=60mm5验算b/曲阳局十。99呗36.241x1701.99=42.557V/ < 100N讪合适第二对齿轮(低速齿轮)1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动;(2)精度等级选7级精度(GB10095-86)(3)材料选择。由表10"(常用齿轮材料及其 力学特性)选择小齿轮为40Cr (调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为 240HBSo（4）选小齿轮齿数为z, =24,大齿轮齿数Z2 =人乙=3.01 X 24 = 72.24。取乙=72（5）选取螺旋角。初选螺旋角 /? =

19、 14°2、按齿面接触强度设计公式如下:恥陽弓（後）（1）确定公式内的各值计算1）、试选k,=162）、由图10-30选项取区域系数z” =2.433。3）、由图10-26查弘=078，电=088则£e = £°i + £02=1664）、5）、6）、z£ =189.87）、8）、计算小齿轮传递的转矩o 057； =95.5xl0x = 1.4673x10.由表10-7选取齿宽系数0d=l由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮 接触疲劳强度极限勺呗=600叱,大 齿轮的接触疲劳强度极限 6曲=550必马

20、o由式（1030） N=60”J厶计算应力循环系数。/v=60xl92xlx (3x8x300x15) = 1.244x109.2 = 1.139xl09/3e01=4.133xl089）、由图109查得接触疲劳寿命系数际=0.92,K HN2=0>96o10）、计算接触裕许用应力取失效概率为1%,安全系数S=l,由式（10-12）得：巧儿=弘也皿=0.92x600=552S匕,=也竺如1 =096X 550=528巾=(0 _+% 2)/2=(552+528)/2=540mpq（2）计算1）、试算小齿轮分度圆直径III)2 =6502xl.6xl.4673xl05 3.01 + 1 2

21、.433x189.81x1.6543.015407mm2）、计算圆周速度勿丛=3.14x65.07x192 =0.65 血 60x100060x10003）、计算齿宽b及模数方=0皿=1x65.07=65.07 mm叫严Z m乙二空評=2.63 mmh=225 x m, =2.25 x 263=592mmb/h =65.07/5.92=10.994)、计算纵向重合度勺=0.31802, tan/? = 0.318xlx24xkml4° = l>9035）、计算载荷系数K已知使用系数ka = o根v=065m/s，7级精度，由图108査得动 载荷系数=1.01 o由表10-4查得

22、5的计算公式与直齿轮相同,则:Kup =1.12 + 08(1 +0.60/ )0/ +0.23x 1CT b 二 1 42由图1013查得=1.35由表10-3查得k产心=14,所以载荷系数K = KK K = 1 X !>01xle4x 1>42=2>06）、按实际的载荷系数校正所算得的分直径，由式（10-10）得:(i =心护=65>07 呵TZ =70>09mm7）、计算模数24皱辺=70.09xcos14“=2 83 mm Z3按齿根弯曲强度设计=j2K7%（cos0）2 炕” _勺0/怂芮（1）确定计算参数1）、计算载荷系数k = kakvkF

23、3;kfp =1 x 1.01 x 1.4 x 1.35=1.912)、根据纵向重合度兮= 1.903 ,从图10-28查得螺旋角影响系数5=0.883）、计算当量齿数24 cos314°= 26.7乙 _72cos3 0 cos314°= 78.824) 、査取齿开系数 由表10-5查得味=2.2305)、查取应力校正系数得:“1.596U666) 、由图10-20C,查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 % = 500M , 大齿轮 的弯曲疲劳强度极限=380叱7) 、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数k刖=082，=0868) 、计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数S=1.4,

24、由式(10-12)得：= K止啦=。巳5()() = 292.86 MPa s1.4*EL = 3% = °-S(ir3S0 = 233.43 MPaS19) 、计算大、小齿轮的咨，并加以比 较= 0.01413£心_ 2.592x1.5962.230x1.766238.860几 292.86= 0.01687大齿轮的数值大(2)设计计算,严宀皿7xdx伽gUgo血7“ V1x242x1.66= 198 mm对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫大于齿根弯曲疲劳强度 计算的法面模数，取叫=30mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得

25、的分度I 直径j. =70.09 mm来计算应有的齿数。于是有:=24.03_Cos0 _ 70.09 x cos 14°1 瓦 30Z, =24z2=ixzl =3.01 x 24=72.44取 z2=724几何尺寸计算(1)计算中心距闪 +勺色=(24+ 72)彳 3.() = 14()04 mm2cos02 x cos 14°将中心距圆整为：140mm 按圆整后的中心距修正螺旋角14.07°K八乙/等P = arccos 幺心）叫=（24 +72）乞2a2 x 140 04因0值改变不多，所以参数-不必修正（3）计算大小齿轮的分度圆直径=S=70-03mm（

26、4）计算齿轮宽度h=0/严 1 x 70.03=70.03 mm圆整后取 B2=70mm, d=75mm5验算竺=2x1.4673x10-=419049?r (L70.03合适六、轴的计算1、第III轴的计算轴的输入功率为人=2.80心，轴的转速为n3 = 63.79/7轴的输入转矩为7>419.22><10计""。2、求作用在齿轮上的力由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径 妁=210.08” f 贝l| ：尺方箸 Y991x"497.5/VF& = F；tan P = 399lx tan 14.07° = 1000.25

27、/V3、初步确定轴的最小直径按式(5-2)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153 A) = ii2.于是有:取最小直径为40mm4轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案选用图15-22a所示的装配方案(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a.为了满足轴向定位要求，12轴段要制出一轴肩，故取2-3段的直径J2_3 =46mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm.先取Ll_2=82mm0b.初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用但列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据一 =46mm,査手册P72由轴承产品目录中初步选取0

28、3尺寸系列，0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸 为dxDxT = 50m/nx 110mmx29.25mm 9 故和 d?均取 50mm,所以厶 _4 =29.25厶 _8 =T+a+s+(7066)=29.25+12.25+8+4=535mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位。则定位高度h= (0.7-0.1) d,取h=5mm, 则 J6 7 =55mmoC.取安装齿轮处的轴段6-7的直径(/6_7 =55mm；而d=厶“ =55mm;齿轮的 右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm。为了使套筒端面 可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取4-7

29、=66mnb齿轮的左端采用轴 肩定位，轴肩高度"(0.070.1) d,取h=5mm,则轴环的直径J5_6=60mm.轴环 宽度 l4h<b,取L5_6=12mm<» L4_5 =79.75d.轴承端盖的总宽度为20mmo根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑 脂的要求，取端盖的外端面与一轴的距离l=30mm (参考图15-21),故厶一产50mm。5、求轴上的载荷在确轴承的支点位置时，从手册中查得30310型圆锥滚子轴承a=21mm.由图可知作为支梁的轴的支承跨距：0厶+厶 =63.5 + 131 = 194.5/n/n o 所得轴的弯矩图和扭矩图如下所示:7

30、0(1)计算支反力3991x131一 63.5 + 131=2688N3991x63.5 =13Q3yv63.5 + 131-锋厶+gn饥，2 (厶+厶)=0将各已知数代入解得a =1548.79 N ,(2)计算弯矩MFVv2=-51.29/VMrl =爲込=1548.79 x 63.5 = 98348N刖nMv2 =心2厶=(一51.29) x!31 = -6719 N mtn(3) 计算总弯矩M 严 Jm：+M睿=a/1706902 +983482 = 196996NmM2 = JM： +M； = V1706902+67192 = 170822N.nmi(4) 计算扭矩T:f = 7；=

31、419220N?？5、按弯矩合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据(15-5),取“,则:21.73M巳硏+(叩 _ ”969962+(0.6x419220)2V W " V01x60根据选定材料为45钢，调质处理， 由表15-1查得j = 60M巳因此b<e<b_J,所以安全。6、精确校核轴的疲劳强度(1) 判断危险截面由轴的简图加以受力分析可知只 需校核第IV个截面两侧即可(2) 截面VII左侧W = O.ld3 = O.lx553 =16637.5mw3抗扭截面系数WT = 0.2J3 = 0.2 X 553 = 33275m

32、m3截面IV左侧的弯M= 384145 x63.5-3363.5=1663627V?面上的扭矩7； =419220N/wn截面上的弯曲应力M16636216637.5= 10M£截面上的扭转切应力7； =419220 两一 33275= 1260M由轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=640M<,b=275M你 j =155M码截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数厲及6按附表32查取。由沪沪町牛叫经插值后可查得6 =1.06=1.31又由附图3-1可查得轴的材料的敏性系数为q <r=082q 产0.85故有效应力集中系数按式（附3-4）为匕=1 + %（4厂

33、1） T + 0血x （2.0-1） = 1.82匕=1 + /(久-1) = 1 + °85(131-1) = 1.26查附图3-2得& = 0.69,轴按磨削加工，查附图3-40广0=0.92,贝!1.82069 +丽亠2.72Kr =1.26 + 0.83又由几= 0.1 0.2 ,取0 =0.5 几, 取屮.=0.05 ；于是，计算安全系数按式156、15-7、15-8 则得275S = 14.85° Kd6 2.72x6.81 + 0.1x0155C =122= 5.59£ =U ca I 5V I二7Js： + S； 714.85'Sa

34、Sr14.85x5.59=5.23 > 5 = 1.5+ 5.59K Ta + Tiv l60x336 +2 + 0.05x33.6 2故可知其安全。(3)截面VII左侧校核抗弯截面VV = 0 1/ =0x5O3 = 1 2500mm3抗扭截面Wr = 0.2J3 = 0.2 X 503 = 25000mm3截面IV右侧的弯矩M = 196996 x= 94620N 和63.5截面上的弯曲应力M=72904 =VV 12500截面上的扭转切应力= 419220 = 167?25000°截面上的扭矩为7； =419220"劲过盈配合处的蜃值，由附表3-88o用插入法求

35、出，并取蜃=08仏，于是得：& o蜃=3.028.=0.8=0.8x3.02=2.42£ a轴按磨削加工，查附图3-4得P= /? =0.92,贝!J：K产= 3.02 +嵩亠 3.H=242+-1 = 2-51于是，计算安全系数按式156、157、158则得2753.11x5.24 + 0.1x0= 16.87Sr = 9.6155K G + 0 T 2.51x12.6 + 2 + 0.05x12.6 + 216.87x9.6s = =8.4>5 = 1.5“ Js： + S； J16.87 + 9.6故可知其安全。七、键的选择和校核1、I轴(1) 键联接的类型和尺寸

36、选择由于精度等级为7级，故采用平键联接。当轴(与 联轴器连接)的直径d=40mmo根据此直径从表 6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=12mm,高度 h=8mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列,取键长 L=110o(2) 键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得 许用挤压应力匕= 100120M£取其平均值， 匕= 110M< o 键的工作长度 l=L-b=110.12=98mm,键与轮毂键槽的接触 高度 k=0.5h=0.5 x 8=4mm o由式(6-1)得:= 7.77M&v 匕=2TxlO3 _2x60.91xl03kid 4x98x40可见联接的

37、挤压强度满足要求。同理第二轴第三轴算法一样。八、轴承的的选择与寿命校核第in轴的轴承计算已知： F，. = 3991N, y? = 1498/V ,/7, = 1000 o轴承预期计算寿命：厶严3 X 8 X 15 X 300 X 108000h,轴的转速为 n =63.79/7 min(1)选择轴承型号为30310 o(2)求两轴承受到的径向载荷和 比将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系O由力分析可知F-你 x63.5-心 x丄 X21O.O81498x63.5-1000xlx210.08=2= 50.99N63.5 + 13163.5 + 1312v- Frv = 1498+50.99 = 1548.997V63.563.5 + 131= 3991x63.563.5 + 131= 1303"F 创=几一几厂 3991 -130