带式运输机的传动装置设计

课程设计说明书课程名称：机械设计题目名称：带式运输机传动装置的设计班级：2023级专业1班姓名：学号：指导教师：评定成绩：教师评语：指导老师签名：2023年月日目录1、设计任务书------------------------------------32、系统总体方案设计------------------------------43、电动机的选择--------------------------------44、传动系统的运动和动力参数计算-----------------55、传动零件的计算-------------------------------76、轴的计算-------------------------------------127、键连接的选择和计算--------------------------178、减速器附件的选择----------------------------179、润滑与密封----------------------------------1910、设计小结------------------------------------2011、参考资料-----------------------------------211课程设计任务书课程设计题目：1.1带式运输机传动装置设计原始数据：数据编号1234567运送带工作拉

F/kN1.92.4533.83.544.5运输带工作速度v/(m/s)11.11.21.31.41.82.0卷

直径D/mm400400400450450400450条件工作条件：一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘〔已考虑〕使用期限：十年、大修期三年生产批量：10台生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮动力来源：电力、三相交流、电压200/300伏运输带速度允许误差：<±5%1.2.设计要求1.编写设计计算说明书一份。2.完成减速器装配图一张〔A0图纸〕。3.减速器主要零件的工作图2张。1.3.设计步骤1.3.1传动装置总体设计方案本组设计数据：第1组数据：运送带工作拉力F/kN3运输带工作速度v/(m/s)1.1卷筒直径D/mm320 传动方案拟定简图如下列图1——二级站开始圆柱齿轮减速器2——传送带3——联轴器4——电动机图1:(传动装置总体设计图)该方案的优缺点：二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功率大，轴具有较大刚性,制造简单,维修方便,使用寿命长等许多优点,在工业上得到广泛应用。1.3.2.电动机的选择1〕选择电动机的功率工作机的有效功率为：从电动机到工作机传送带间的总效率为：由《机械设计根底课程设计》表13-7可知：：卷筒传动效率0.96：滚动轴承效率0.99〔球轴承,稀油润滑〕：齿轮传动效率0.98〔7级精度一般齿轮传动〕：联轴器传动效率0.99〔弹性联轴器〕：联轴器传动效率0.99〔弹性联轴器〕所以电动机所需工作功率为3〕确定电动机转速按手册推荐的传动比合理范围，二级展开式圆柱齿轮减速器传动比而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有〔750r/min、1000、1500和3000r/min四种，可查得四种方案，见下表。可选电动机参数比拟方案电动机型号额定功率/kW电动机转速/〔)同步转速满载转速1Y112M-24300028902Y112M-44150014403Y132M1-6410009604Y160M1-84750720综合考虑减轻电动机及传动系统的重量和节约资金，选用第三种方案。因此选定电动机型号Y132M1-6，其主要性能参数见下表。Y132M1-6电动机主要性能参数表电动机型号额定功率〔kw〕满载转速(r/min)Y132M1-649602.02.0电动机的主要安装尺寸和外形如下表：中心高外型尺寸L×〔AC/2+AD〕×HD8底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781238×8010×381.3.3.计算传动装置的总传动比并分配传动比(1).总传动比为(2).分配传动比其中：，，且考虑润滑条件等因素，取=1.4初定4.计算传动装置的运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机共有三轴，依次为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴4.1各轴的输入功率=1\*ROMANI轴 =2\*ROMANII轴=3\*ROMANIII轴卷筒轴4.2.各轴的转速=1\*ROMANI轴=2\*ROMANII轴=3\*ROMANIII轴卷筒轴4.3.各轴的输入转矩各轴输入转矩、、〔〕分别为：电动机轴=1\*ROMANI轴=2\*ROMANII轴=3\*ROMANIII轴卷筒轴将机械传动系统运动和动力参数的计算数值列于下表：计算工程Ⅰ轴II轴III轴卷筒轴功率/kW3.723.613.53.43转速〔r/min)9602156767转矩〔)传动比4.473.181效率0.970.970.98齿轮的设计5.1.高速级大小齿轮的设计5.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动(2)运输机为一般工作机器，速度不高，应选用7级精度(3)材料选择。由《机械设计》表10-1选择材料小齿轮：45钢〔调质〕，硬度为280HBS，大齿轮：45钢〔调质〕，硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS(4)选小齿轮齿数，那么大齿轮齿数，取Z2=94(5)按软齿面齿轮非对称安装查表10-7，取齿宽系数5.1.2初步设计齿轮主要尺寸(1)设计准那么:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。两者比拟校核。(2).按齿面接触疲劳强度设计，即1〕确定公式内的各计算数值〔1〕.试选载荷系数〔2〕.计算小齿轮传递的转矩〔3〕.由《机械设计》表10-6查得材料系数〔4〕.由《机械设计》图10-21〔d〕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〔5〕.计算应力循环次数〔6〕.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数；〔7〕.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，平安系数S=12〕.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。〔4〕.计算齿宽与齿高之比模数齿高〔5〕.计算载荷系数根据，7级精度，《机械设计》图10-8查得动载系数直齿轮；由《机械设计》表10-2查得使用系数；由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称分布时，；由，查《机械设计》图10-13得；故载荷系数〔6〕.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径〔7〕.计算模数5.1.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式(1).确定公式内的各计算数值1〕由《机械设计》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；2〕由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数,3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S=1.44)计算载荷系数K5)查取齿形系数由《机械设计》表10-5差得；6〕查取应力校正系数由《机械设计》表10-5差得；7〕.计算大、小齿轮的并加以比拟；大齿轮数值大8)设计计算比照计算结果，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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值m=2mm，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，取5.1.4.几何尺寸计算〔1〕计算分度园直径计算中心距〔3〕计算齿轮宽度取，〔4〕齿高5.1.5结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，假设采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构.5.2低数级大小齿轮设计5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，速度不高，应选用7级精度(GB/T10095.1、2——2001)。(3)材料选择。由《机械设计》表10-1选择材料小齿轮：45钢〔调质〕，硬度为280HBS大齿轮：45钢〔正火〕，硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数，那么大齿轮齿数，取(5)按软齿面齿轮非对称安装查表10-7，取齿宽系数按齿面接触强度设计：1.确定公式内的各计算数值：〔1〕.初选〔2〕计算小齿轮传递的转矩〔3〕.由《机械设计》表10-6查得材料系数〔4〕.由《机械设计》图10-21〔d〕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：〔5〕.计算应力循环次数〔6〕.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数、〔7〕.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，平安系数S＝1，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。.计算齿宽〔4〕.计算齿宽与齿高之比模数齿高〔5〕.计算载荷系数根据，7级精度，《机械设计》图10-8查得动载系数直齿轮；由《机械设计》表10-2查得使用系数；由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称分布时，；由，查《机械设计》图10-13得；故载荷系数〔6〕.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径〔7〕.计算模数m5.2.3按齿根弯曲强度设计(1).确定公式内的各计算数值1〕由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2〕由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S=1.44)计算载荷系数K5)查取齿形系数由《机械设计》表10-5差得6〕查取应力校正系数由《机械设计》表10-5差得7〕.计算大、小齿轮的并加以比拟大齿轮数值大计算比照计算结果，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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数取取圆整取5.2.4.相关几何尺寸的计算〔1〕计算大、小齿轮的分度圆直径计算中心距〔3〕计算齿轮宽度圆整后〔4〕齿高6.滚动轴承和传动轴的设计轴的设计6.1.1低速轴的运动参数功率转速转矩6.1.2初步确定轴的最小直径输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径，因有一个键槽。选取轴的材料为45钢调质处理。为使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩由《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化很小，取转矩应小于联轴器公称转矩，选用LT8型弹性套柱销联轴器，其，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。6.1.3轴的结构设计〔1〕拟定方案如下列图所示〔2〕根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1〕为了满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取密封圈直径d=50mm。半联轴器与轴配合的彀孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取1段的长度应比配合长度略短一些，取。2〕初步选择滚动轴承因轴承承受径向力的作用，应选用深沟球轴承，参照工作要求并根据,由轴承产品目录初步选取0尺寸系列，标准精度等级的深沟球轴承6013，那么，故；而。各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。那么轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按和由《机械设计》表6-1查得平键，配合为H7/r6。按和由《机械设计》表6-1查得平键，配合为H7/r6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为圆角半径为3mm6.2高速轴的设计6.2.1高速轴的运动参数功率转速转矩6.2.2作用在齿轮上的力高速级大齿轮的分度圆直径为6.2.3初步确定轴的最小直径输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。由于设计为齿轮轴，选取轴的材料为45钢调质处理。为使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩由《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化很小，取转矩应小于联轴器公称转矩，选用LT4型弹性套柱销联轴器，其，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。6.2.4轴的结构设计拟定方案如下列图所示〔2〕根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承承受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求并根据参照工作要求并根据初选角接触球轴承7208AC，其.(3)小齿轮的分度圆直径为54mm,其齿根圆直径(54-2.5×2=50mm)到键槽底部的距离e<2×mt＝4mm,故=1\*ROMANI轴上的齿轮必需和轴做成一体，为齿轮轴，故为齿顶圆直径，，各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。那么轴的各段直径和长度：〔4〕轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按和由《机械设计》表6-1查得,配合；〔5〕确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为圆角半径为2mm6.3中间轴的设计6.3.1中间轴轴2上的运动参数功率转速转矩6.3.2初步确定轴的最小直径采用齿轮轴应选取轴材料45钢，调质处理6.3.3轴的结构设计〔1〕方案如下列图所示〔2〕根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，初选角接触球轴承，其轴上零件的周向定位小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。，配合选用平键，；大齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。，配合选用平键，；〔4〕确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为圆角半径为2mm6.4求轴上载荷6.4.1中间轴的弯矩和扭矩根据轴的结构图做出轴的计算简图(如下列图)。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于角接触球轴承7307B，由手册中查取。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1〕确定力点与支反力与求轴上作用力2〕作用在齿轮上的力高速级大齿轮的分度圆直径为低速级小齿轮的分度圆直径为做出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面。现将计算出危险截面处的力矩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T6.5校核中间轴的强度6.5.1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。根据上表中的数值，并取,轴的计算应力选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[2]表15-1查得。因此,故平安。6.6高速轴的弯矩和扭矩根据轴的结构图做出轴的计算简图(如下列图)。对于角接触球轴承7208AC，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1〕确定力点与支反力与求轴上作用力2〕作用在齿轮上的力高速轴齿轮的分度圆直径为现将计算出危险截面处的力矩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T6.6.2校核中间轴的强度6.6.2.1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。根据上表中的数值，并取,轴的计算应力选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[2]表15-1查得。因此,故平安。6.7低速轴的弯矩和扭矩根据轴的结构图做出轴的计算简图(如高速轴弯矩图)。1〕确定力点与支反力与求轴上作用力2〕作用在齿轮上的力取深沟球轴承6013高速轴齿轮的分度圆直径为现将计算出危险截面处的力矩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T6.7.2校核中间轴的强度6.7.2.1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。根据上表中的数值，并取,轴的计算应力选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[2]表15-1查得。因此,故平安。7滚动轴承的选择7.1低速轴上的轴承7.1.1轴承的选择轴承承受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求并根据,选取深沟球轴承6013，那么。7.1.2、校核轴上齿轮受力轴转速，运转中有轻微冲击，要求寿命，查深沟球轴承样本可知6013深沟球轴承的根本额定载荷根本额定静载荷轴承受到的径向载荷和〔2〕求当量动载荷和由文献[2]表13-5查得因轴承在运转过程中有为轻微冲击，由文献[2]表13-6，，取。那么〔3〕验算轴承寿命因为，所以按照轴承1受力大小验算故所选轴承满足工作要求，平安。7.2高速轴上的轴承7.2.1轴承的选择由轴的设计中已选定的轴承型号为角接触球轴承。参照工作要求，初选角接触球轴承7208AC其尺寸为。7.2.2、校核轴上齿轮受力轴转速，运转中有轻微冲击，要求寿命，查深沟球轴承样本可知角接触球轴承7208AC的根本额定载荷根本额定静载荷轴承受到的径向载荷和〔2〕求当量动载荷和由文献[2]表13-5查得因轴承在运转过程中有为轻微冲击，由文献[2]表13-6，，取。那么〔3〕验算轴承寿命因为，所以按照轴承1受力大小验算故所选轴承满足工作要求，平安。7.3中间轴上的轴承7.3.1轴承的选择由轴的设计中已选定的轴承型号为角接触球轴承。参照工作要求，初选角接触球轴承7307B其尺寸为。7.3.2、校核轴上齿轮受力轴转速，运转中有轻微冲击，要求寿命，查深沟球轴承样本可知角接触球轴承730B的根本额定载荷根本额定静载荷轴承受到的径向载荷和〔2〕求当量动载荷和由文献[2]表13-5查得因轴承在运转过程中有为轻微冲击，由文献[2]表13-6，，取。那么〔3〕验算轴承寿命因为，所以按照轴承2受力大小验算故所选轴承满足工作要求，平安。8键连接的选择8.1低速轴上的键8.1.1键的选择由轴的设计可知，低速轴上左端的键尺寸为右端的键的尺寸为8.1.2连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献[2]表6-2查得许用挤压应力，取左端的键：工作长度键与轮毂键槽的接触高度由文献[2]式〔6-1〕可得故键足够平安键的标记为：键GB/T1096-2003右端的键：工作长度键与轮毂键槽的接触高度由文献[2]一式〔6-1〕可得故键足够平安键的标记为：键GB/T1096-20038.2高速轴上的键8.2.1键的选择由轴的设计可知，高速轴上的键的尺寸为8.2.2连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献[2]表6-2查得许用挤压应力，取工作长度键与轮毂键槽的接触高度由文献[2]一式〔6-1〕可得故键足够平安键的标记为：键GB/T1096-20038.3中间轴上的键8.3.1键的选择由轴的设计可知，左端的键尺寸为右端的键的尺寸为8.3.2连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献[2]表6-2查得许用挤压应力，取左端的键：工作长度键与轮毂键槽的接触高度由文献[2]式〔6-1〕可得故键足够平安键的标记为：键GB/T1096-2003右端的键：工作长度键与轮毂键槽的接触高度由文献[2]一式〔6-1〕可得故键足够平安键的标记为：键GB/T1096-20039减速器箱体与附件的设计减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目,n=66轴