带式输送机传动装置专业课程设计

1.传动装置总体方案设计1.1传动装置运动简图及方案分析1.1.1运动简图输送带工作拉力6.5输送带工作速度()0.85滚筒直径3501.1.2方案分析该工作机有轻微振动，因为V带有缓冲吸振能力，采取V带传动能减小振动带来影响，而且该工作机属于小功率、载荷改变不大，能够采取V带这种简单结构，而且价格廉价，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛一个。齿轮相对于轴承不对称，要求轴含有较大刚度。高速级齿轮常部署在远离扭矩输入端一边，以减小因弯曲变形所引发载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机性能要求，适应工作条件、工作可靠，另外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.2电动机选择1.2.1电动机类型和结构形式电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机结构形式为封闭式。1.2.2确定电动机转速因为电动机同时转速愈高，价格愈贵，所以选择电动机同时转速不会太低。在通常机械设计中，优先选择同时转速为1500或1000电动机。这里选择1500电动机。1.2.3确定电动机功率和型号1.计算工作机所需输入功率由原始数据表中数据得P===5.25kW2.计算电动机所需功率式中，为传动装置总效率式子中分别为传动装置中每对运动副或传动副效率。带传动效率一对轴承效率齿轮传动效率联轴器传动效率滚筒效率总效率取查表Ⅱ.186得选择Y132M—4型电动机电动机技术数据以下：额定功率：满载转速:额定转矩：最大转矩：运输带转速1.3计算总传动比和分配各级传动比1.3.1确定总传动比电动机满载速率，工作机所需转速总传动比为各级传动比连乘积，即1.3.2分配各级传动比总传动比初选带轮传动比，减速器传动比取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比1.3倍，所以求高速级传动比=4，低速级齿轮传动比=3.11.4计算传动装置运动参数和动力参数1.4.1计算各轴转速传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为1,2,3轴。1.4.2计算各轴输入功率1.4.3计算各轴输入转矩传动装置参数见表1—2表1—2传动装置运动参数和动力参数轴号转速（r/min）输入功率(kW)输入转矩(N·m)15766.25103.6221446.06401.90346.55.88127.612.传动零部件设计计算2.1带传动2.1.1确定计算功率并选择V带带型1.确定计算工率由表8—88查工作情况系数，故2.选择V带带型依据，由[2]图8—11选择A型。2.1.2确定带轮基准直径并验算带速1.初选小带轮基准直径。由[2]表8—7和表8—9，取小带轮基。2.验算带速。按[2]式（8—13）验算带速度因为，故带速适宜。3.计算大带轮基准直径。由[2]式（8—15a）,计算大带轮基准直径依据[2]表8—8，圆整为。2.1.3确定V带中心距和基准长度1.依据[2]式（8—20）初定中心距为。2.由[2]式（8—22）计算所需基准长度由[2]表8—2选带轮基准长度。3.按[2]式（8—23）计算实际中心距。中心距改变范围为。2.1.4验算带轮包角2.1.5计算带根数1.计算单根V带额定功率由和，查[2]表8—4得依据，和A型带查[2]表8—5得查[2]表8—6得，表8—2得，于是2.计算V带根数Z取6根2.1.6确定带初拉力和压轴力由表[2]表8—3得A型带单位长度质量，所以应使带实际初拉力压轴力最小值2.1.7带轮结构设计1.带轮材料确实定大小带轮材料全部选择HT2002.带轮结构形式小带轮选择实心式，大带轮选择孔板式（6孔）具体尺寸参考[2]表8—10图8—14确定。大带轮结构简图图2—1图2—12.2齿轮传动（一）高速级齿轮传动2.2.1选择精度等级，材料及齿数1.运输机为通常工作机，速度不高，参考表10-6，故选择7级精度。2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数2.2.2齿轮强度设计1.选择螺旋角初选螺旋角β=14°2.按齿面接触强度设计按[2]式（10—24）试算，即（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮传输转矩由前面算得3）由[2]表10—7选择齿宽系数4）由[2]表10—5差得材料弹性影响系数。5）由[2]图10—25d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限。6）由式[2]10—13计算应力循环次数7）由[2]图10—23取接触疲惫强度寿命系数，8）计算接触疲惫许用应力9）由[2]图选择区域系数10）由[2]图10—26查，则11）许用接触应力（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得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）计算载荷系数已知使用系数，依据，7级精度，由[2]图10—8查动载系数；由表10—4查；由表10—13查得；由表10—3差得。故载荷系数6）按实际载荷系数校正所算分度圆直径，由[1]式（10—10a）得7）计算模数3.按齿根弯曲疲惫强度设计由[1]式（10—17）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从[1]图10—28查螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查齿形系数由[1]表10—5查得；5）查取应力校正系数由[1]表10—5查得；6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限；大齿轮弯曲疲惫极限7）由[1]图10—18取弯曲疲惫寿命系数，8）计算弯曲许用应力取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得9）计算大小齿轮大齿轮数值大。（2）设计计算由接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数。取以满足弯曲疲惫强度。为同时满足接触疲惫强度需按接触疲惫强度算得分度圆直径计算齿数。取，则2.2.3几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为140mm。2.按圆整后中心距修螺旋角因β值改变不大故参数无须修正。3.计算大小齿轮分度圆直径4.计算齿轮宽度圆整后取2.2.4齿轮结构设计（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选择腹板式结构为宜。其它相关尺寸按[1]图10—39荐用结构尺寸设计。大齿轮结构简图2—2图2—2（二）低速级齿轮传动2.2.5选择精度等级，材料及齿数1.运输机为通常工作机，速度不高，故选择7级精度。2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数2.2.6齿轮强度设计1.选择螺旋角初选螺旋角β=12°2.按齿面接触强度设计按[1]式（10—21）试算，即（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮传输转矩由前面算得3）由[1]表10—7选择齿宽系数4）由[1]表10—6差得材料弹性影响系数。5）由[1]图10—21d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限。6）由式[1]10—13计算应力循环次数7）由[1]图10—19取接触疲惫强度寿命系数，8）计算接触疲惫许用应力9）由[1]图选择区域系数10）由端面重合度近似公式算得11）许用接触应力（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得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）计算载荷系数已知使用系数，依据，7级精度，由[1]图10—8查动载系数；由表10—4查；由表10—13查得；由表10—3差得。故载荷系数6）按实际载荷系数校正所算分度圆直径，由[1]式（10—10a）得7）计算模数3.按齿根弯曲疲惫强度设计由[1]式（10—17）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从[1]图10—28查螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查齿形系数由[1]表10—5查得；5）查取应力校正系数由[1]表10—5查得；6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限；大齿轮弯曲疲惫极限7）由[1]图10—18取弯曲疲惫寿命系数，8）计算弯曲许用应力取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得9）计算大小齿轮大齿轮数值大。（2）设计计算由接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数。取以满足弯曲疲惫强度。为同时满足接触疲惫强度需按接触疲惫强度算得分度圆直径计算齿数。取，则取整2.2.7几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为173mm。2.按圆整后中心距修螺旋角因β值改变不大故参数无须修正。3.计算大小齿轮分度圆直径4.计算齿轮宽度圆整后取2.2.8四个齿轮参数列表如表2—1表2—1齿轮模数齿数Z压力角螺旋角分度圆直径齿顶圆直径齿底圆直径高速级小齿轮22720°15.3°566051高速级大齿轮210820°15.3°224228219低速级小齿轮2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速级大齿轮2.510220°12.7°261.42266.42255.17续表2—1齿轮旋向齿宽B轮毂L材质热处理结构形式硬度高速级小齿轮右616140Cr调质实体式280HBS高速级大齿轮左566545钢调质腹板式240HBS低速级小齿轮左909040Cr调质实体式280HBS低速级大齿轮右859245钢调质腹板式240HBS2.3轴系部件设计第轴设计2.3.1初算第=3\*ROMANIII轴最小轴径1.输出轴上功率，转速，转矩由前面算得：，，2.求作用在齿轮上力低速级大齿轮分度圆直径3.初步确定轴最小直径先按[1]式（15—2）初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。依据表[1]表15—3，取,于是得输出轴最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选择联轴器型号。查[1]表14—1，考虑到转矩改变小，故取。则联轴器计算转矩。查GB/T5014——1985，选择HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为.半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器和轴配合毂孔长度。2.3.2第=3\*ROMANIII轴结构设计1.各段轴直径确实定如表2—2位置直径（mm）理由60由前面算得半联轴器孔径70为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩，，故取。75依据选择0基础游隙组标准精度级单列圆锥滚子轴承30315其尺寸为。故。87左端滚动轴承采取轴肩进行轴向定位由[2]上差得30315型轴承定位轴肩高度，所以取。89齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径，齿轮处直径见段理由。77取安装齿轮处轴段直径。75见段理由。表2—22.各轴段长度确实定如表2—3位置长度（mm）理由105为确保轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故段长度应比略短些，取。50轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面和半联轴器右端面间距离,故取。40为联轴器长度，故9712轴环处轴肩高度，轴环宽度，取88已知齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取68取齿轮距箱体内壁距离为，第=2\*ROMANII轴上大齿轮距第=3\*ROMANIII轴上大齿轮。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。滚动轴承宽度。第=2\*ROMANII轴上大齿轮轮毂长。则表2—33.第=3\*ROMANIII轴结构简图图2—3图2—3第（=2\*ROMANII）轴设计2.3.3初算第（=2\*ROMANII）轴最小直径1.第（=2\*ROMANII）轴上输入功率，转速，转矩由前面算得，，2.分别计算大小齿轮上力已知第（=2\*ROMANII）轴上大齿轮分度圆直小齿轮上分度圆直径为3.初步确定轴最小直径依据最小直径查[2]GB/T297—1994选择30309。轴承规格为2.3.4.第（=2\*ROMANII）轴结构设计1.确定轴各段直径如表2—4位置直径（mm）理由45依据轴承尺寸50依据取小齿轮安装处直径。58小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度，取故，则轴环处直径。50取大齿轮安装处直径。45理由同段。表2—42.确定轴各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。轴环处轴肩高度，轴环宽度。轴环处长度取其它轴尺寸，依据第=3\*ROMANIII轴算出尺寸进行确定。2.3.5第（=2\*ROMANII）轴强度校核1.轴载荷分析图2—4图2—42.大小齿轮截面处力及力矩数据由上轴结构图及弯矩和扭矩图能够看出大小齿轮中心线截面处是轴危险截面，现将计算出两个截面处，，值列于下表2—5载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩表2—53.按弯扭合成应力校核轴强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面即（小齿轮）中心线截面强度。依据[1]式（15—5）及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴计算应力前已选轴材料为45钢，调质处理，由表[1]15—1查得。所以，。故安全。4.正确校核轴疲惫强度从轴受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。即使两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面无须校核。截面=2\*ROMANII，=3\*ROMANIII，=4\*ROMANIV，=5\*ROMANV处应力集中影响靠近，但截面=3\*ROMANIII，=4\*ROMANIV处轴径也很大比=2\*ROMANII，=5\*ROMANV处轴径大。所以校核=2\*ROMANII，=5\*ROMANV截面就行了。因为截面=2\*ROMANII处受力大些，所以只需校核=2\*ROMANII左右截面即可。1）截面=2\*ROMANII左侧截面左侧弯矩为截面上扭矩为截面上弯曲应力截面上扭转切应力轴材料为45钢，调质处理，由[1]表15—1查得，。截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按[1]附表3—2查取。因，，经插值可查得又由[1]附图3—1可得轴材料敏感系数为故有效应力集中系数按[1]式（附表3—4）为由[1]附图3—2尺寸系数，又由附图3—3扭转尺寸系数轴按磨削加工，由[1]附图3—4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，及，按[1]式（3—2）及式（3—12a）得综合系数为由[1]§3—1及§3—2得碳特征系数，取，取于是，计算安全系数值，按[1]式（15—6）~（15—8）则得故可知其安全。2）截面=2\*ROMANII右侧抗弯截面系数按[1]表15—4中公式计算弯矩及弯曲应力为扭矩及扭转应力为过盈配合处，由[1]附表3—8用插值法求出，并取于是得轴按磨削加工由[1]附图3—4得表面质量系数为故得综合系数所以轴在截面右侧安全系数为故该轴在截面=2\*ROMANII右侧强度也是足够。因无大瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。第（=1\*ROMANI）轴设计2.3.6初算第（=1\*ROMANI）轴最小直径1.先按[1]式（15—2）初步确定轴最小直径。选择轴材料为45号钢，调质处理。依据[1]表15—3，取。依据最小直径选择30307轴承，尺寸为2.3.7第（=1\*ROMANI）轴结构设计依据轴（=1\*ROMANI）端盖总宽度及外端盖距带轮距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段长度为50mm。再依据轴（=3\*ROMANIII），（=2\*ROMANII）数据，及确定箱体内壁距离和带轮轮毂长即可将整个轴结构尺寸确定。轴结构简图图2—5图2—52.3.8轴系零部件选择依据前面轴设计内容能够确定各个轴上零部件。现将各轴系零件列表如表2—6轴承（GB/T297—1994）键（GB/T1096—）联轴器（GB/T5014—1985）轴=1\*ROMANI30307（带轮）(小齿轮)轴=2\*ROMANII30309(小齿轮)(大齿轮）轴=3\*ROMANIII30315(联轴器）(大齿轮)HL5表2—63.减速器装配图设计3.1箱体关键结构尺寸确实定3.1.1铸造箱体结构形式及关键尺寸减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，关键尺寸如表3—1名称符号齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘壁厚12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地角螺栓直径18地角螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径14连接螺栓间距150轴承端盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径8至外箱壁距离24/20/16至凸缘边缘距离22/14轴承旁凸台半径18凸台高度低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离46铸造过分尺寸x,yx=5y=25大齿轮顶圆和内箱壁距离10齿轮端面和内箱壁距离>8箱盖箱座肋厚轴承端盖外径201轴承旁连接螺栓距离s201盖和座连接螺栓直径103.1.2箱体内壁确实定箱体前后两内壁间距离由轴结构设计时就已经确定，左右两内壁距离经过低速级大齿轮距箱体内壁距离也一样能够确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于30~50mm，由此能够确定下箱体内壁距大齿轮中心距离。3.2减速器附件确实定视孔盖：由[3]表11—4得，由是双级减速器和中心距，可确定视孔盖得结构尺寸。透气孔：由[3]表11—5得，选择型号为通气塞液位计：由[3]表7—10得，选择型号杆式油标排油口：油塞螺塞直径可按减速器箱座壁厚2~2.5倍选择。取螺塞直径为16mm.起盖螺钉：起盖螺钉数量为2，直径和箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm定位销：由表3—1定位销直径为8mm吊环：由[3]表11—3得，吊耳环在箱盖上铸出。依据表3—1中确定尺寸能够确定吊耳环尺寸。4.润滑密封及其它4.1润滑1.齿轮润滑因齿轮圆周速度<12m/s，所以才用浸油润滑润滑方法。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但大于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（大于10mm）,1/6齿轮。2.轴承润滑轴承采取润滑油进行润滑，润滑油直接采取减速器油池内润滑油经过输油沟进行润滑。4.2密封为确保机盖和机座连接处密封，连接凸缘应有足够宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选择凸缘式轴承盖易于调整，采取密封圈实现密封。端盖直径见表3—1。密封圈型号依据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。4.3其它（1）装配图图纸选择A1图纸，按1：2百分比画。（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机内不许有任何杂物存在，内壁图上不被机油侵蚀涂料两次。（3）齿啮合侧隙用铅丝检验大于0.6mm，铅丝不得大于最小侧隙四倍。（4）用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点大于40%，按齿长接触斑点大于50%，必需时间可用研磨或刮后研磨方便改善接触情