带式运输机的传动装置设计.docx

《带式运输机的传动装置设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式运输机的传动装置设计.docx（38页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、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_班姓名：学号：指导教师:评定成绩:教师评语:1、设计任务书一2、系统总体方案设计一3、电动机的选择4、传动系统的运动和动力参数计算5、传动零件的计算-6、轴的计算7、键连接的选择和计算-8、减速器附件的选择9、润滑与密封10、设计小结11、参考资料-指导老师签名：2023年月日目录344-57-12-17-1719-20211 课程设计任务书课程设计题目：1.1. 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/（ms）11.11

2、21.31.41.82.0卷直径D/mm400400400450450400450条件1）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）2）使用期限：十年、大修期三年3）生产批量：10台4）生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮5）动力来源：电力、三相交流、电压200/300伏6）运输带速度允许误差：5%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（A。图纸）。3 .减速器主要零件的工作图2张。1.2. 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/kN_运输带工作速度v（ms）1.1卷筒直径D/m

3、m320D传动方案拟定简图如下列图1一一二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）2）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F = 300ON V = ms A= 3.3k 卬 D = 320mm = 0.8681）选择电动机的功率工作机的有效功率为：Pn=f0=30001（000=3.3kw从电动机到工作机传送带间的总效率为：%=tJixtJiXThX7Js=0960.9940.9820.990.99=0.868由机械设计根底课程设计表13

4、7可知：71：卷筒传动效率0.962:滚动轴承效率0.991球轴承,稀油润滑）：齿轮传动效率098（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PPd一330.868Pd=3.8kw3）确定电动机转速nw = 65.65 r min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G=840而工作机卷筒轴的转速为4=W=LIX6%14X0.32=65,65(rmin)所以电动机转速的可选范围为nd-1卬=(840)X65.65r/min=(525.22626)rmin符合这一范围的同步转速有(750rmin

5、100Omin、1500min和3000rmin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/(rmin)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(rmin)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩选定电动机型号V132M1-6Y132M1-649602.02.0电动

6、机的主要安装尺寸和外形如下表:中心高外型尺寸底脚安装地脚螺轴伸装键部位LX(AC/2+AD)XHD8尺寸AXB栓孔直径K尺寸DXE尺寸FXGD13251534531521617812388010X381. 3.3.计算传动装置的总传动比Zz并分配传动比(1) .总传动比之为i_2_960/_2勺一一Z65.6514z(2) .分配传动比=Mn其中：%为高速级传动比，M为低速级传动比，且z1=(1.1-1.5)考虑润滑条件等因素，取i=1.4ZH初定Z1=4.47Zii=3.184 .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In轴=14.2I轴Pi = P

7、d42 =3.72kvvlII轴Pu Px22 3.61vvznIH轴4=6% =3.5k W卷筒轴P卷=4l52 = 3.43 AVV4. 2.各轴的转速分1轴hi = nm = 960 r/ min= 4.47= 3.18:3.72女卬=3.6IZW5 .1各轴的输入功率II轴II=-=215minl几Hi轴=-67rminzII卷筒轴凡.=67min4.3. 各轴的输入转矩各轴输入转矩工、TinT111(Nm)分别为：电动机轴=9550-=9550-=39791.6677Vmm0%960【轴Tx=9550生=9550=37006.25Nmm1 hi960U轴71=9550=9550=16

8、035163NmmnjJ215P35111轴Tm=9550为=9550-=498880.5977Vmm11hi67P/343卷筒轴T卷=9550=9550=488902985mmn卷67将机械传动系统运动和动力参数的计算数值列于下表：Eu=3.5AwP卷=3A3kwni=96()rninll=215r/ninll=67r/ninnw=67Iiin计算工程I轴11轴HI轴卷筒轴功率kW3.723.613.53.43转速(rmin)9602156767转矩(Nmm)3.71041.61054.991054.89IO5传动比4.473.181效率0.970.970.986 .齿轮的设计6.1. 高速

9、级大小齿轮的设计6.1.1 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IOT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选小齿轮齿数4=21,那么大齿轮齿数Z2=i,=93.87,取Z2=94既磬圆和(5)按软齿面齿轮非对称安装查表10-7,取齿宽系数中”=1.0,加姓由7级精度5. 1.2初步设计齿轮主要尺寸小齿轮材料(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45C

10、r(调质)拟校核。大齿轮材料为45钢(调质)(2) .按齿面接触疲劳强度设计，即Z1=21Z2=941)确定公式内的各计算数值(1) .试选载荷系数K,=1.3(2) .计算小齿轮传递的转矩=I=3.7006IO4?7-mm(3) .由机械设计表10-6查得材料系数Ze=189.8M2(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=600；大齿轮的接触疲劳强度极限。川加2=550MRz(5) .计算应力循环次数N=601117L=60960l(103008D=1.38210M=l38xl()9=3092l08214.47(6) .由机械设计图10T9取接触疲劳寿

11、命系数K叫=0.90；KHN2(7) .计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,平安系数S=Illx=勺科=OgOx6ooMPa=540MPaS=0.91fi2=NGm2=0.91X55。MPQ=500.5MP。S2).计算(I).试算小齿轮分度圆直径4,代入。中较小的值。4,2.323Kt工+1(ZE2dU6=2.32XW1.3x3.7x104537(189.8)21447500.5=47.28Imm(2).计算圆周速度u。dlnx_x47.281X96()V601OOO60100()=2.38m/5(3) .计算齿宽b。b=z0.01637=1.56V1212比照计算结果，由齿面接触疲劳强度

12、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d=53.44mn算出小齿轮齿数d,53.44_r7_Z1=26.72取Z=27m2大齿轮齿数z2=4.4727=120.69,MZZ2=1215. 1.4.几何尺寸计算(1)计算分度园直径4=z1w=272=5402d2=z2m=1212=242mm(2)计算中心距d+d254+242a=-=148mm(3)计算齿轮宽度b=4

13、1X54=54mm取，B2=54/ZizwB1-59mm(4)齿高=2.25%=4.5%m5.1.5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50Omnb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、22001)0(3)材料选择。由机械设计表IOT选择材料小齿轮：45钢(调质)，硬度为280HB

14、S大齿轮：45钢(正火)，硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数Z3=24,那么大齿轮齿数Z4=i2Z3=76.32,取Z4=77(5)(5)按软齿面齿轮非对称安装查表10-7,取齿宽系数“=1.0按齿面接触强度设计：2.32怦百昌7VdUBhI1.确定公式内的各计算数值：.初选K,=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩%=160.351N%.由机械设计表10-6查得材料系数Ze=189.8M,(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：%nm3=6OOMp4大齿轮的接触疲劳强度极限：bHm4=550Mp。(5) .计算应力循环次数/V

15、3=60L=60215l(l830010)=0.3096XlO90.30961093.18= 0.9736108(6) .由机械设计图10T9取接触疲劳寿命系数K.3=。.96、KHN4=0.98(7) .计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,平安系数S=I,得：%3=Kn3%3=o.96600=576MPaSt14=KHNQLi=098550=539MPaS2.计算(1)试算小齿轮分度圆直径人,，代入匕中较小的值7_lkf7ul.Zf.2d,t2.323()21.31603513.18+1189.8x=2.323()V13.18539=75.142mn(2) .计算圆周速度y。小n260x1

16、000共75.142x21560x1000= 0.846n/5(3) .计算齿宽bbdd3t=175.142mm75.142mm(4) .计算齿宽与齿高之比?h模数m=Wtntn=3.131w?Z324齿高h=2.25wz=2.253.131=7.045rrmbh75.1427.045= 10.666(5) .计算载荷系数根据u=0.846ms,7级精度，机械设计图10-8查得动载系数KV=I.03直齿轮KHa=KFa=1；由机械设计表10-2查得使用系数KA=1；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,KW=I.425；由3=10.666,K利=1.425查机械

17、设计图10-13得K切=1.35；故载荷系K=KAKyK.K砂=lxl.03xlxl.425=1.46775(6) .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d3=d3tl=75.1423/-46775 = 78.244mm1.3.计算模数mm=A=326wn245.2.3 按齿根弯曲强度设计dz3(1) .确定公式内的各计算数值1)由机械设计图10-2OC查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。阳=500大齿轮的弯曲疲劳强度极限=3802）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=088,K,n4=0.973）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S=L4=&吆=088.00MP=314.29M

18、PaF3s14f4=%，c=97j380MR=263.29S1.44）计算载荷系数KK=KAKVKFaKfp=ll.O3l1.35=1.39055）查取齿形系数机械设计表10-5差得YFa3=2.65,YFaA=2.2266）查取应力校正系数机械设计表10-5差得43 = l58g=l7a7）.计算大、小齿轮的g并加以比拟= 265xL58 = OQ 3322314.29蓬?OK，大齿轮数值大(2)计算=32 1.46775x160351V 1 242=2.3mm 0.0149138mm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

19、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%=78.244加，算出小齿轮齿数d378.244_1CCr,gCCZ3=31.2976取Z3=32m2.5z3=32,z4=Z2z3=3.1832=101.76圆整取Z4=IO25.2.4 .相关几何尺寸的计算(1)计算大、小齿轮的分度圆直径d3=z3m=322.5/run=80/wnJ4=z4w=1022.5tnm-255nn(2)计算中心距4+480+255%”a=-=167.5mm22(3)计

20、算齿轮宽度b=dd2i=180=80mm圆整后B3-85mm,B4=80/ww(4)齿高=2.25m=5.625mm6.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B=3.5%w转速叼=67rmin转矩（=498881Nmm6.1.2 初步确定轴的最小直径in = A）檐=112m=41.87根加 V 67输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径，因有一个键槽Jmin=1.0641.87=44.38。选取轴的材料为45钢调质处理。为使所选轴的直径4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&=KA7；由机械设计表14T,考虑到转矩变化很小，取KA=I.3Tca=

21、KaT3=1.3498881Nmm=648545Ntnm转矩7；“应小于联轴器公称转矩，选用LT8型弹性套柱销联轴器，其T3=498881Nmm,半联轴器孔径4=50,加，故取4=50即？，半联轴器长度L=HImm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=80/加。6.1.3 轴的结构设计(1)拟定方案如下列图所示765432(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度D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4=55姑，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毂孔长度为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

22、段的长度应比配合长度略短一些，取乙=80刃机。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4=55制%,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dDB=65/72/77100wmx1Smm,J3=J7=65nn；而。=18o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=501=80wd1=55tnnI2=6W77d3=65mmI3=37nnd4=70nnI4=6h?Vnd5=84zwI5=9mmJ6=70mn6=16nnd1-65mnI1=45mm(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定

23、位采用平键联接。按4和4由机械设计表6-1查得5bhL=2nvnSfnm63mm,酉己合为H7r6o按a和由机械设计表6查得平键bxzxL=12,切%x8%7%x40w%,配合为H7r6)(4)确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为2X45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匕=3.72&卬转速=960rmin转矩7J=37006Nm6.2.2作用在齿轮上的力高速级大齿轮的分度圆直径为4=242加%=2x3700635.83Nd2242Fr=Fttana=305.83tan20N=IlI.3N6.2.3初步确定轴的最小直径6min=ArJ-=1=17.592机机m,n%

24、勺V960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4与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩几=KA7；由机械设计表14T,考虑到转矩变化很小，取KA=I.3Tca=KTi=1.337006Nnvn=481078Nnn转矩Q应小于联轴器公称转矩，选用LT4型弹性套柱销联轴器，其Tca=48107.8Vtrun,半联轴器孔径4=28w，故取4=28，牝，半联轴器长度L=62w,半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=55/WWo6.2.4轴的结构设计（1）拟定方案如下列图所示7654321(2)根据轴向定位的要求确定轴的各

25、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4=285参照工作要求并根据4=”初选角接触球轴承7208AC,其dXOx3=408018.I3=47mm(3)小齿轮的分度圆直径为54mm,其齿根圆直径(54-2.5X2=5Omm)到键槽底部的距离e2mt=4mm,故I轴上的齿轮必需和轴做成一体，为齿轮轴，故=58，加为齿顶圆直径，d3=d1=40mm,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=28mnz1=55mmd2=35mtnI2-657Wnd3=AQnvnI3=47mtn=52mmZ4=IonVnd5=40mnI5=IOnvnJ6=54切

26、6=59fwnd1=40tvnI1=37iron(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4和由机械设计表6T查得HIbh=SnImm40mm,配合；r6(5)确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为2x45。圆角半径为2mm6.3中间轴的设计6.3.1中间轴轴2上的运动参数功率鸟=3.61%卬转速n2=215r/nin转矩7；=160351Nwn6.3.2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dm-n=A13=112xJ_361_mm_31.62根机N%V160.3516.3.3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

27、径和长度选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，J2=4O三初选角接触球轴承，JDB=4080214=35Vn1=43nvnd2=AOnimI2=8nn4=45VnI3=9mmd4=40mnI4=50nn4=35nvnI5=45mm(3)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。d2=AOtnni,配合选用平键12nmXSmmX63mm,幺2；r6大齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。d4=40nm,配合选用平键12wnX8fnnX，；r6(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为2x45,圆角半径为2mm6. 4求轴上载荷7. 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(

28、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=20。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4=242.低速级小齿轮的分度圆直径为义=80叨弯矩MMH=12()622NmmMv=43902656Nnmi总弯矩M=YMji+=128363.196Nmm扭矩T=16035163Nnn6.5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=0.6,轴的计算应力W=6244Igmm,322d

29、JM2+（）2ca=、=25.688MPQCaW选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献表15-1查得jJ=60M0因此bsL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JZ)B=408018o7.2.2、校核轴上齿轮受力T二驾叫Fr=F1tana=370.6tan20N=498.87N轴转速=960nin,运转中有轻微冲击,要求寿命乙=8x300x10=24000/?,查深沟球轴承样本可知角接触球轴承7208C的根本额定载荷Cr=35200N根本额定静载荷Cor=24500N

30、2)轴承受到的径向载荷&和Fr27,1=IlOOZV工2=358N(2)求当量动载荷和P2由文献2表13-5查得X=I因轴承在运转过程中有为轻微冲击，由文献2表13-6,4=1.0-1.2,Lfp=1.那么=“=12ION8=2=394N(3)验算轴承寿命因为，所以按照轴承1受力大小验算r IO6 ( C)Lh =60 武IO6 60x96035200I 12103I = 427415L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JZ)B=358021o7.3.2、校核轴上齿

31、轮受力27；2x160351.F1.=-=N=1325.2Ncl2242FrI=Fatana=854.1tan20N=482.339N里=2x160351N=4008.775N2d380Fr2=F12tana=4008.775tan20N=I459.07N轴转速2=215nin,运转中有轻微冲击，要求寿命乙=8x300x10=24000人,查深沟球轴承样本可知角接触球轴承730B的根本额定载荷C=38200N根本额定静载荷COr=24500N(3)轴承受到的径向载荷&和Fr2FrT=220ON工2=373W(2)求当量动载荷6和P1由文献2表13-5查得X=I因轴承在运转过程中有为轻微冲击，由

32、文献2表13-6,4=1.0-1.2，取p=l.l那么q=2420NE=fpFr2=4104N(3)验算轴承寿命因为舄P,所以按照轴承2受力大小验算IO6X60x215382003731。=83200 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Z?X力XL=20mm1mm56mm右端的键的尺寸为bhL=4nvn9mm10n8.1.2 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.5mm由文献2一式（6-1）可得c 2000T2000x37.0073.5x32x28= 23.6M与Bp=115M故键足够平安键的标记为：键8x40GB