带式运输机的传动装置-机械设计课程设计说明书.doc

机械学院机械设计课程设计机械1105 设计说明书目录1. 任务说明书-12. 传动装置的总体设计- 2.1 拟定传动方案- 2.2 电动机选择- 2.2.1电动机类型确定- 2.2.2电动机容量确定- 2.2.3 电动机转速确定- 2.2.4 电动机技术参数- 2.3传动比分配- 2.3.1 传动装置总传动比确定- 2.3.2 带传动传动比- 2.3.3 两级圆柱齿轮减速器传动比- 2.3.3.1 高速级齿轮传动比- 2.3.3.2 低速级齿轮传动比- 2.4 传动装置运动和动力参数计算- 2.4.1 电机轴参数- 2.4.2 高速轴参数- 2.4.3中间轴参数- 2.4.4 低速轴参数- 2.4.5 滚筒轴参数- 2.4.6 运动和动力参数汇总-3. 传动零件设计计算- 3.1 V带传动设计- 3.1.1 确定计算功率和V带型号- 3.1.2 确定带轮基准直径并验算带速- 3.1.3确定带传动中心距和带的基准长度并验算包角- 3.1.4 计算带的根数- 3.1.5 计算单根V带出拉力的最小值- 3.1.6计算轴压力- 3.1.7 V带轮设计（略）- 3.2 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计- 3.2.1 选择精度等级、材料及齿数- 3.2.2 按齿面接触强度计算- 3.2.3 按齿根弯曲强度计算- 3.2.4齿轮几何尺寸计算- 3.2.5 齿轮结构设计- 3.3 低速级直齿圆柱齿轮传动设计- 3.3.1选择精度等级、材料及齿数- 3.3.2 按齿面接触强度设计- 3.3.3 按齿根弯曲强度设计- 3.3.4 齿轮几何尺寸计算- 3.3.5齿轮结构设计- 3.4 运输带速度误差校核-4. 轴系设计- 4.1 滚动轴承润滑与密封选择- 4.2 铸铁减速器箱体结构尺寸（列表）- 4.3 轴设计- 4.3.1 低速轴设计- 4.3.1.1估算轴的最小直径- 4.3.1.2 选择弹性柱销联轴器- 4.3.1.3 初选滚动轴承- 4.3.1.4 轴的结构设计- 4.3.1.5 轴的弯矩图和扭矩图- 4.3.1.6轴的径向支承反力计算- 4.3.1.7 轴的弯扭合成强度校核- 4.3.2 中间轴设计- 4.3.2.1 估算轴的最小直径- 4.3.2.2 初选滚动轴承- 4.3.2.3 轴的结构设计- 4.3.2.4 轴的弯扭合成强度计算- 4.3.3 高速轴设计- 4.3.3.1 估算轴的最小直径- 4.3.3.2 初选滚动轴承- 4.3.3.3轴的结构设计- 4.3.3.4 轴的弯扭合成强度计算- 4.4 滚动轴承寿命计算- 4.4.1高速轴滚动轴承寿命计算- 4.4.2 中间轴滚动轴承寿命计算- 4.4.3 低速轴滚动轴承寿命计算- 4.4.3.1 确定滚动轴承径向力- 4.4.3.2确定滚动轴承派生轴向力及轴向力- 4.4.3.3 确定滚动轴承当量动载荷- 4.4.3.4 校核滚动轴承寿命- 4.5 键联接计算- 4.5.1 高速轴键联接计算- 4.5.1.1 尺寸选择- 4.5.1.2 强度校核（略）- 4.5.2 中间轴键联接计算- 4.5.2.1尺寸选择- 4.5.2.2强度校核（略）- 4.5.3 低速轴轴键联接计算- 4.5.3.1 尺寸选择- 4.5.3.2 强度校核-5. 减速器箱体设计- 5.1 箱体材料选择- 5.2油池油量及箱座高度计算-6. 设计小结-7. 参考文献-1.设计任务书 设计带式运输机的传动装置。 工作条件： 4.每天一班制工作，每年工作300天，使用年限10年，大修期3年； 4.连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带速度允许误差±5%； 4.生产厂可加工78级精度的齿轮； 4.动力来源为三相交流电； 4.批量生产。 传动装置简图： 设计任务： 1、传动装置设计计算 2、减速器绘图 （1）手工绘制减速器装配草图（A1）； （2）减速器计算机三维造型； （3）计算机生成减速器工程图：装配图（A1）、齿轮零件图（A3）、轴零件图（A3）。原始数据：数据编号学号姓名 13451016 肖友谱运输带工作拉力F(N)1000运输带工作速度v(m/s)0.7卷筒直径D(mm)400 2.传动装置的总体设计 2.1 拟定传动方案 分析已给出的传动方案，其特点有以下几点：（1）高速级为带传动，其承载能力较小，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大，但是传动平稳，能缓冲减震，因此布置在高速级。（2）减速器为双级展开式圆柱齿轮减速器，其由于齿轮相对轴承布置不对称，要求轴的刚度较大，并使转矩输入、输出端远离齿轮，以减少因轴的弯曲变形引起载荷沿齿宽分布不均匀，但是因为其结构简单，应用最广，因此减速器用它。（3）将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方，由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。 2.2 电动机选择 2.2.1电动机类型确定 Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。 2.2.2 电动机容量确定（1） 要求工作机所需输入功率 滚筒输出的功率Pw Pw=FwVw/1000=1000×0.7/1000 =60×1000Vw/(D)=60×1000×4.45/(×4000) <由1P135 表8-12>查得工作机效率为w=0.96 则=Pw/w=0.7÷0.96 （2）总效率 <由1 P135表8-12> 带传动效率=0.96 齿轮副效率=0.96 滚动轴承效率=0.98 弹性套柱销联轴器效率=0.99 因此 （3） 电动机所需的输出功率 （4） 确定电动机的额定功率 <由1 P427表18-3> 又> 2.2.3 电动机额定转速的选择通常，V带传动的传动比常用范围为24，二级减速器传动比860，则总传动比合理范围为16240，电动机转速的可选范围为×（16240）×33.42。 符合这一范围的同步转速有1000，1500和3000r/min。 < 由1 P427表18-3>查得的电动机数据： 选用型号为Y802-2的电动机。 2.2.4 电动机的主要参数 电动机型号额定功率kw 轴径D mm满载转速r/min质量 kg轴伸长L mm中心高H mmY802-21.1 282830 17 285 170 2.3 传动比分配 2.3.1 传动装置总传动比确定 : 电动机满载转速 2.3.2 带传动传动比 V带传动的传动比常用范围为24，由此选择=2 减速器传动比2.3.3 两级圆柱齿轮减速器传动比 2.3.3.1高速级齿轮传动比 2.3.3.2低速级齿轮传动比 2.4 传动装置运动和动力参数计算 2.4.1 电机轴参数 2.4.2 高速轴参数 2.4.3 中间轴参数 2.4.4 低速轴参数 2.4.5滚筒轴参数 2.4.6 运动和动力参数汇总轴名转速(r/min)功率（kw）转矩(N·m)传动比效率输入输出输入输出电机轴28300.884 /3.81 /20.96高速轴14150.84 /5.6 /8.530.96中间轴165.90.83 /47.78 /4.960.98低速轴33.450.78 /222.6 /10.99滚筒轴33.450.757 /216.05 /3. 传动零件设计计算 3.1 V带传动设计 3.1.1 确定计算功率和V带型号 <由2P156表8-8查得工作情况系数> 故 <由2P157图8-11>根据、 选用Z型带。 3.1.2 确定带轮基准直径并验算带速 <由2P155表8-7，P157表8-9>，初选小带轮的基准直径。 <按2P150式8-13>验算带的速度： 因为5m/s<<25m/s，故带速合适。 3.1.3 确定带传动中心距和带的基准长度并验算包角 <由2P150式8-15a>计算大带轮的基准直径 <由2P154式8-20>初定中心距 <由2P158式8-22>计算所需的基准长度 <由2P145表8-2>选带的基准长度 <由2P158式8-23>计算实际中心距 验算包角： 3.1.4 计算带的根数 <由2P151表8-4>根据，得 <由2P153表8-5>根据和Z型带，得 <由2P155表8-6>得，<由2P146表8-2>得 计算V带的根数z 因此V带根数取4根。 3.1.5 计算单根V带初拉力的最小值 <由2P149表8-3>知Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m 3.1.6 计算轴压力 压力轴的最小值为 3.1.7 V带轮设计（略） 3.2高速级斜齿圆柱齿轮传动设计 3.2.1 选择精度等级、材料及齿数 选择8级精度， 小齿轮45调质、硬度240HBS， 大齿轮45正火、硬度200HBS， 初选小齿轮齿数， 大齿轮齿数，取。 初选 3.2.2 按齿面接触强度设计 （由2P219式10-24）计算公式： (1)确定公式内的各计算数值 1）初选。 2）<由2P203图10-20>选取区域系数。 3）<由3P14-49图14-1-25>查得 4）计算小齿轮传递的转矩 5）<由2P206表10-7>选取齿宽系数 6）<由2P202表10-5>查得材料的弹性影响系数 7)<2P21910-21>得 8)<由2P219式10-23得 9）<由2P211图10-21c，d>查得小齿轮的接触疲劳强度极限。 10）<由2P209式10-15> 计算应力循环次数 11）<由2P208图10-23>取接触疲劳寿命系数 12）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1 <由2P207式10-14>得 13）计算小齿轮分度圆直径 14）计算圆周速度 15）计算齿宽b和模数m b/h=10.90 16） 计算载荷系数 使用系数 <由2P193表10-2> 根据电动机驱动得 动载系数 <由2P194表10-8> 根据v=2.45m/s、 8级精度，查得 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由2P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、8级精度、，得 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 <由2P197图10-13> 根据b/h=10.90、，查得 齿向载荷分配系数、 <由1P195表10-3>得 =1.25×1.1×1.4×1.450 17） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由2P204式(10-12)> 18）计算模数 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 <由2P219式(10-20)> 1 确定计算参数 1）计算载荷系数K 2）螺旋角影响系数 <由2P217图10-28> 根据纵向重合系数，得 3)<由2P218式10-18>计算 4）弯曲疲劳系数 <由2P208图10-22> 得 4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,<由2P209图10-24b，c>=380MPa，=320MPa 得 5）查取齿型系数 应力校正系数 <由2P201图10-17,10-18> 得 6）计算大小齿轮的 并加以比较 大齿轮的数值大，故取0.0181。2 计算 3 分析对比计算结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已可满足齿根弯曲强度。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来计算应有的齿数 取 取 3.2.4 几何尺寸计算1 计算中心距将圆整为215mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正3 计算大小齿轮的分度圆直径、 4 计算齿轮宽度b ,圆整后b=45mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm，即 3.2.5 齿轮结构设计 高速级小斜齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用腹板式结构。 3.3 低速级直齿圆柱齿轮传动设计 3.3.1 精度等级、材料及齿数 8级精度； 小齿轮材料：45号钢调质 硬度240HBS 接触疲劳强度极限 （由2P211图10-25d） 弯曲疲劳强度极限 （由2 P209图10-24c） 大齿轮材料：45号钢正火 硬度200HBS 接触疲劳强度极限 （由2 P211 图10-25c） 弯曲疲劳强度极限 （由2 P209图10-24b） 初选小齿轮齿数 大齿轮齿数 3.3.2 按齿面接触强度设计 计算公式：（由2P203式10-11） 4.确定公式内的各计算参数数值 1）初选载荷系数 2）小齿轮传递的转矩 3）（由2P206表10-7）齿宽系数 4）（由2P201表10-5）材料的弹性影响系数 5) <由2P203图10-20>得区域系数=2.5 6）<由3P14-19图14-1-25> <由2P202式10-9> 7）应力循环次数 8）（由1P207图10-19）接触疲劳寿命系数， 9）接触疲劳许用应力 取安全系数 10）计算 （1）试算小齿轮分度圆直径 =35.64mm （2）计算圆周速度 （3）计算齿宽b及模数 b/h=35.64/3.33=10.70 （4） 计算载荷系数 使用系数 <由2P193表10-2> 根据电动机驱动得 动载系数 <由2P194图10-8> 根据v=0.625m/s 8级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由2P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、8级精度、，得 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 <由2P198图10-13> 根据b/h=10.70， 查得 齿向载荷分配系数、 （5） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由2P204式(10-12)> 3.3.3 按齿根弯曲强度设计 <由2P200式(10-12)> 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）弯曲疲劳系数<由2P208图10-7> 得 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 <由2P207式(10-14)>得（4）查取齿型系数和应力校正系数<由2P200图10-17，10-18> 得 （5）计算大小齿轮的 并加以比较（6) <由2P200式10-5> 2 计算3 分析对比计算结果对比计算结果，取已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的来计算应有的齿数 取 取 3.3.4 几何尺寸计算 1) 计算分度圆直径 2) 计算中心距 3) 计算齿轮宽度b ，取 3.3.5 齿轮结构设计 低速级直齿轮，小齿轮采用实心式结构，大齿轮采用腹板式结构。 3.4 运输带速度误差校核 实际传动比： 斜齿轮组实际传动比： 直齿轮组实际传动比： 带传动实际传动比： 所以设计合理。4. 轴系设计 4.1 滚动轴承润滑与密封选择 高速级斜齿大齿轮： 由于，所以采用油润滑，密封选择为回油槽和密封圈。 4.2铸铁减速器箱体结构尺寸 1)尺寸表 名称符号计算公式结果箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径20mm地脚螺钉数目N查手册4轴承旁联接螺栓16mm箱盖箱座联接螺栓直径10mm轴承端盖螺钉直径10mm窥视孔盖螺钉直径8mm定位销螺钉直径d8mm，至外箱壁距离查1P73表5-526mm22mm16mm，至凸缘边缘距离查1P73表5-524mm20mm14mm轴承旁凸台半径20mm外箱壁至轴承座端面距离50mm大齿轮顶圆与内箱壁距离12mm小齿轮端面与内箱壁距离10mm箱盖、箱座肋厚6.8mm6.8mm轴承端盖外径轴承座孔直径110mm135mm175mm轴承旁联接螺栓距离S110mm135mm175mm2）主要附件作用及形式 1 通气器 齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。 由<1P378表15-19>选用简易式通气器。 2 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。 为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。 3 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 4油塞 为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其堵住。 由<1P367表15-8> 选用油塞尺寸 M24×2 5定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。 由<1P258表11-14> 选用 GB/T 117 8×40 6 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10。 7起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。 为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩 尺寸见<1P90图5-40> 4.3 轴系设计 4.3.1 低速轴设计 4.3.1.1 估算轴的最小直径 低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 <由2P370表15-3> 取 4.3.1.2 选择弹性柱销联轴器 I-II段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，<由1P400表17-5> 得： 选用LT6联轴器GB/T 5014-2003,其额定转矩为，半联轴器孔径，半联轴器长度L=82mm。 4.3.1.3 初选滚动轴承 因低速级为直齿圆柱齿轮传动，无轴向力，选单列圆锥滚子轴承，查1P336表13-17，初步选圆锥滚子轴承30206，其尺寸为。 4.3.1.4轴的结构设计 1）低速轴的结构图 2）根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度 (1)段与联轴器配合 取， 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 取。 (2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩， 取。 (3)轴肩为非定位轴肩，已选圆锥滚子轴承30206，故,轴肩为定位轴肩，故 (4)III-IV段右端需制出一轴肩以定位挡油环， V-VI段为轴环，取 (5)段安装齿轮， 取 轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。 取轴端倒角C2。 4.4.4.4 轴的弯矩图和扭矩图 4.4.4.4 轴的径向支承反力计算 1） 轴上的功率、转速、转矩 2）作用在齿轮上的力 3）垂直面 4）水平面 5) 总弯矩 4.4.4.4按弯扭合成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（即危险截面C）的强度。由2P362 表（15-1），得：由2P373 式（15-4），取，轴的计算应力为：故安全 4.4.4 中间轴设计4.4.4.4 估算轴的最小直径 中间轴选用材料：45号钢，调质处理。 4.4.4.4 初选滚动轴承 因中间轴为斜齿和直齿圆柱齿轮传动，有轴向力，选单列圆锥滚子轴承，查1P336表13-17，初步选圆锥滚子轴承30208，其尺寸为。4.4.4.4 轴的结构设计 (1)确定各轴段直径 (2)确定各轴段长度 4.4.4.4 轴的弯扭合成强度计算（略） 4.4.4 高速轴设计 4.4.4.4 估算轴的最小直径 高速轴选用材料：45号钢，调质处理。 4.4.4.4 初选滚动轴承 因高速轴为斜齿圆柱齿轮传动，有轴向力，选单列圆锥滚子轴承，查1P336表13-17，初步选圆锥滚子轴承30203，其尺寸为。4.4.4.4 轴的结构设计 （1）确定各轴段直径(2)确定各轴段长度4.4.4.4 轴的弯扭合成强度计算（略） 4.4 滚动轴承寿命计算 4.4.4 高速轴滚动轴承寿命计算（略） 4.4.4 中间轴滚动轴承寿命计算（略） 4.4.4 低速轴滚动轴承寿命计算 4.4.4.4 确定滚动轴承径向力 从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年(年工作日为300天)。 预期寿命=1×8×300×10=24000 h 30208轴承基本额定动负荷=63KN