设计带式输送机中的传动装置课程设计说明书.docx

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设计带式输送机中的传动装置课程设计说明书

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：

设计带式输送机中的传动装置

专业年级：

机械12-4

学号：

1230060430

学生姓名：

张君鹏

指导教师：

刘丽芳

机械工程系

完成时间2014年7月4日

机械设计课程设计任务书

学生姓名：

张君鹏学号：

1230060430专业：

机械12-4

任务起止时间：

2014年6月23日至2014年7月4日

设计题目：

设计带式输送机中的传动装置

一、

传动方案如图1所示：

1轴

图1带式输送机减速装置方案

二、原始数据

滚筒直径d/mm

800

传送带运行速度v/（m/s）

1.8

运输带上牵引力F/N

2200

每日工作时数T/h

24

传动工作年限

5

单向连续平稳转动，常温空载启动。

三、设计任务：

1.减速器装配图1张（A0图纸）

2.低速轴零件图1张（A3图纸）

3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸）

4.设计说明书1份

在三周内完成并通过答辩

参考资料：

《机械设计》《机械设计基础》《课程设计指导书》《机械设计手册》

《工程力学》《机械制图》

指导教师签字：

2014年6月23日

一、电机的选择

1.1选择电机的类型和结构形式：

依工作条件的要求，选择三相异步电机：

封闭式结构

U=380V

Y型

1.2电机容量的选择

工作机所需的功率PW=Fv/1000=3.96kW

V带效率η1:

0.96

滚动轴承效率（一对）η2:

0.99

闭式齿轮传动效率（一对）η3:

0.97

联轴器效率η4:

0.99

工作机（滚筒）效率η5（ηw）:

0.96

传输总效率η=0.825

电动机所需的输出功率Pd=PW/η=4.8kW

1.3电机转速确定

卷筒轴的工作转速

=42.97r/min

V带传动比的合理范围为2~4，两级齿轮减速器传动比的合理范围为8~40，则总传动比的合理范围为

=16~160，故电动机转速的可选范围为：

=688~6875r/min

在此范围的电机的同步转速有：

750r/min;1000r/min;1500r/min;3000r/min

依课程设计18-1：

Y系列三相异步电机技术参数（JB/T9616-1999）选择电动机

型号：

Y132S-4额定功率Ped：

5.5kw

同步转速n：

1500r/min满载转速nm：

1440r/min

二、传动装置的运动和动力参数计算

总传动比：

33.51

2.1分配传动比及计算各轴转速

取V带传动的传动比i0=3

则减速器传动比i=i/i0=11.17

两级圆柱齿轮减速器

高速级的传动比

3.954

则低速级传动比

2.825

2.2传动装置的运动和动力参数计算

0轴（电动机轴）

4.8kW

1440r/min

31.8N⋅m

1轴（高速轴）

4.608kW

480r/min

91.68N⋅m

2轴（中间轴）

4.425kW

121.396r/min

348N⋅m

3轴（低速轴）

4.249kW

42.97r/min

944N⋅m

4轴（滚筒轴）

4.164kW

42.97r/min

925.4N⋅m

以上功率和转矩为各轴的输入值，1~3轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。

各轴运动和动力参数如下表：

表2-1各轴运动和动力参数

轴名

功率P/kW

转矩T/N⋅m

转速n/（r/min）

传动比i

输入

输出

输入

输出

0轴

4.8

31.8

1440

1轴

4.608

4.56

91.68.

91.1

480

3

2轴

4.425

4.38

348

344.5

121.396

3.954

3轴

4.249

4.21

944

934.56

42.97

2.825

4轴

4.164

4.12

925.4

915.75

42.97

1

三、V带传动设计

3.1确定计算功率

根据已知条件结合教材《机械设计》由表8-8得到工作情况系数KA=1.4，故Pca=KA⋅Pd=6.72kW。

3.2选择普通V带型号

已知Pca，nm，结合教材《机械设计》由图8-11确定所使用的V带为A型。

3.3确定带轮基准直径并验算带速

（1）结合教材《机械设计》由表8-7;8-9，初选小带轮直径dd1=100mm。

（2）验算带速：

7.54m/s，满足5m/s

（3）计算大带轮的基准直径

300mm。

根据表8-9，取标准值315mm。

3.4确定V带中心距和基础长度

（1）根据

，初定中心距a0=550mm。

（2）计算所需的带长

=1772.89mm。

由表8-2，对A型带进行基准长度Ld=1750mm。

（3）实际中心距

539mm

中心距的变化范围

513~591.5mm。

3.5验算小带轮包角

157º>120°合格。

3.6计算V带根数Z

由nm，dd1结合教材《机械设计》查表8-4得P0=1.312kW。

由nm，i0，A型带，查表8-5得∆P0=0.169kW。

已知α1查表8-6得Kα=0.938，已知Ld查表8-2得KL=1.00

则V带根数

4.838，取z=5。

3.7计算压轴力

由教材《机械设计》表8-3，可知A型带单位长度质量q=0.105kg/m。

单根V带的初拉力最小值：

=154.38N。

压轴力的最小值：

=1512.8N。

四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮）

4.1高速级齿轮传动设计计算

（1）选择材料及确定许用应力

由教材《机械设计》表10-1确定以下参数：

表4-1高速级齿轮材料及许用应力

齿轮

热处理方式

齿面硬度

/MPa

/Mpa

小齿轮

40Cr调质

280HBS

600

500

大齿轮

45钢调质

240HBS

550

380

由表10-22，10-23，取安全系数SH=1，SF=1.4。

则许用应力为：

600MPa

550MPa

357MPa

271MPa

（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造，由教材《机械设计》204页设定载荷系数K=1.3，由表10-7得齿宽系数Φd=1.0，由表10-5可得弹性系数ZE=189.8

。

小齿轮传递的（输入）转矩：

T1=9.168×10³N⋅mm

小齿轮分度圆直径：

57.787mm。

齿数取z1=24，z2=i1z1≈95，故实际传动比i1=z2/z1=3.96。

齿宽

57.787mm，圆整得b=58mm。

取大齿轮齿宽b2=b=58mm，为补偿安装误差，取小齿轮齿宽b1=b2+（5~10）=66mm。

模数m=d1t/z1=2.4077，按《机械原理》P180，取标准模数m=2.5，实际分度圆直径

60mm，

237.5mm，中心距

148.75mm。

（3）验算齿轮弯曲强度

由教材《机械设计》上图10-17，取齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.23，应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.76。

判断：

114.718MPa≦[σF1]

判断：

107.534MPa≦[σF2]

满足条件，安全。

（4）齿轮的圆周速度

1.508m/s。

（5）计算实际载荷系数KH

由表10-2查得使用系数KA=1

根据v=1.508，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1

齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=3329N

KAFt1/b=54.7N/mm<100N/mm

查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2

由表10-4查得齿向载荷分布系数KHβ=1.458

由此得到实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1.8826

（6）小齿轮实际分度圆直径

d1=d1t√KH/KHt=65.3785

（7）齿轮其它参数确定

模数m=d1/Z1=2.724取标准模数m=3

实际齿数

小齿轮Z1=d1/m=21.792取Z1=22

大齿轮Z2=i1Z1=86.988取Z2=87

分度圆直径

小齿轮d1=Z1m=66mm

大齿轮d2=Z2m=261mm

齿宽b=Φdd1=66mm

大齿轮b2=b=66mm

小齿轮b1=b2+8=74mm

查得Z1=22Z2=87时齿形系数YFa1=2.72,YFa2=2.206，应力修正系数YSa1=1.57，YSa2=1.777。

判断：

103.42MPa≦[σF1]

判断：

94.94MPa≦[σF2]

齿轮的圆周速度

1.508m/s

校核查得

使用系数KA=1;动载系数KV=1.077；齿间载荷分配系KHα=1.2

载荷分布系数KHβ=1.458

实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1.8843

合格

4.2低速级齿轮传动设计计算

（1）选择材料及确定许用应力

由教材《机械设计》表10-1确定以下参数：

表4-2低速级齿轮材料及许用应力

齿轮

热处理方式

齿面硬度

/Mpa

/Mpa

小齿轮

调质

280HBS

600

500

大齿轮

调质

240HBS

550

380

由表10-22，10-23，取安全系数SH=1，SF=1.4。

则许用应力为：

600MPa

550MPa

357MPa

271MPa

（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造，由教材《机械设计》204页设定载荷系数K=1.3，由表10-7得齿宽系数Φd=1.0，由表10-5可得弹性系数ZE=189.8

。

小齿轮传递的（输入）转矩：

T2=348106N⋅mm

小齿轮分度圆直径：

92.514mm。

齿数取z1=24，z2=i1z1≈68，故实际传动比i1=z2/z1＝2.83。

齿宽

92.514mm，圆整得b=93mm。

取大齿轮齿宽b2=93mm，为补偿安装误差，取小齿轮齿宽b1=b2+（5~10）=100mm。

模数m=d1t/z1=3.85475，按表10-1，取标准模数m=5，实际分度圆直径

96mm，

272mm，中心距

184mm。

（3）验算齿轮弯曲强度

由教材《机械设计》上图10-17，取齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.248，应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.746。

判断：

106.114MPa≦[σF1]

判断：

99.474MPa≦[σF2]

满足条件，安全。

（4）齿轮的圆周速度

0.61m/s。

对照表可知，选着8级精度是合适的。

（5）计算实际载荷系数KH

由表10-2查得使用系数KA=1

根据v=1.508，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.032

齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=7525N

KAFt1/b=80.91N/mm<100N/mm

查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2

由表10-4查得齿向载荷分布系数KHβ=1.4705

由此得到实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1.8211

（6）小齿轮实际分度圆直径

d1=d1t√KH/KHt=103.52

（7）齿轮其它参数确定

模数m=d1/Z1=4.313取标准模数m=5

实际齿数

小齿轮Z1=d1/m=20.704取Z1=21

大齿轮Z2=i1Z1=59.325取Z2=60

分度圆直径

小齿轮d1=Z1m=105mm

大齿轮d2=Z2m=300mm

齿宽b=Φdd1=105mm

大齿轮b2=b=105mm

小齿轮b1=b2+7=112mm

查得Z1=21Z2=60时齿形系数YFa1=2.76,YFa2=2.28，应力修正系数YSa1=1.56，YSa2=1.73。

判断：

90.774MPa≦[σF1]

判断：

83.1589MPa≦[σF2]

齿轮的圆周速度

0.6674m/s

校核查得

使用系数KA=1;动载系数KV=1.035；齿间载荷分配系KHα=1.2

载荷分布系数KHβ=1.4726

实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1.829

合格

4.3传动齿轮的主要参数

表4-3传动齿轮的主要参数

高速级

低速级

齿数z

22

87

21

60

中心距a/mm

163.5

202.5

模数m/mm

3

5

齿宽b/mm

74

66

112

105

分度圆直径d/mm

66

261

105

300

齿顶高ha/mm

3

3

5

5

齿根高hf/mm

3.75

3.75

6.25

6.25

齿高h/mm

6.75

6.75

11.25

11.25

齿顶圆直径da/mm

72

267

115

310

齿根圆直径df/mm

58.5

253.5

92.5

287.5

五、轴的结构设计计算

5.1高速轴的计算（1轴）

根据表15-1得，高速轴材料为：

40Cr，热处理方式：

调质，许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa。

（1）初估轴径

初选轴径，根据扭转强度计算初估。

由表15-3得常数A0=112

23.8mm

考虑到键槽的作用，轴径增加6%为25.218mm，圆整后暂取d1=26mm。

（2）轴的径向尺寸设计

根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图：

表5-1高速轴径向尺寸确定

轴段直径d/mm

确定方法

说明

d1=26

计算取值

d2=30

毡圈内径

d3=35

轴承内径

d4=42

轴承内径安装尺寸

d5=72

高速轴小齿轮齿顶圆直径

齿轮轴

d6=35

d6＝d3

（3）轴的轴向尺寸设计

轴的结构图如下

经验值的计算与选取：

轴承端盖至箱外传动件间的距离L'=17.4mm

箱座壁厚δ=10mm

联接螺栓至外箱壁的距离C1=20mm；至凸缘边距离C2=22mm

轴承座宽度L=C1+C2+δ+（5~10）=60mm

齿轮至机体内壁的距离∆2=15mm

轴承内侧至箱体内壁的距离∆4=13mm（指导书38页图5-12）

表5-2高速轴轴向尺寸确定

轴段长度L/mm

确定方法

说明

L1=52

（1.5~2）d

L1=2d=56

L2=66

L－B－Δ4＋Lˊ＋e+ΔL

ΔL=13，为带轮B-L

L3=43

尺寸确定

L4=124

尺寸确定

L5=74

高速轴小齿轮齿宽

L6=49

∆2+∆4+B

l1=102.5

½L1+L+½B2

l2=193.5

½L5＋L4＋L3-½B

l3=75.5

L5+L6－½B

5.2中间轴的计算（2轴）

根据表15-1得，中间轴材料为：

40Cr，热处理方式：

调质，许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa。

（1）初估轴径

初选轴径，根据扭转强度计算初估。

由表15-3得常数A0=112

37.135mm

（2）轴的径向尺寸设计

根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图

表5-3中间轴径向尺寸确定

轴段直径d/mm

确定方法

说明

d1=40

轴承内径

d2=42

d1＋2

d3=54

d2＋2h

h=（2~3）C;C=2

d4=42

＝d2

d5=40

＝d1

（3）轴的轴向尺寸设计

轴的结构图如下

经验值的计算与选取：

轮毂宽度与轴段长度之差∆=2mm（指导书38页图5-10）

小齿轮至机体内壁的距离∆2=15mm

大齿轮齿轮端面的距离∆3=13.5mm

轴承内侧至箱体内壁的距离∆4=13mm（指导书38页图5-12）

表5-4中间轴轴向尺寸确定

轴段长度L/mm

确定方法

说明

L1=53

B＋Δ4＋Δ2＋Δ

B=23

L2=110

低速级小齿轮B1－Δ

B1=112

L3=10

Δ3－½ΔB

ΔB=112-105=7；Δ3=13.5

L4=64

高速级大齿轮B2－Δ

B=66

L5=57

尺寸确定

l1=95.5

L1＋½B1－½B

l2=99

½B1＋L3＋½B2

l3=76.5

L4＋L5－½B－½B2

5.3低速轴的计算（3轴）

根据表15-1得，低速轴材料为：

40Cr，热处理方式：

调质，许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa。

（1）初估轴径

初选轴径，根据扭转强度计算初估。

由表15-3得常数A0=97

44.855mm

考虑到键槽的作用，轴径增加6%为47.54mm，圆整后暂取d1=50mm。

（2）轴的径向尺寸设计

根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图

表5-5所选用联轴器的主要参数

型号

公称转矩Tn/N⋅m

许用转速n/mm

轴孔直径d/mm

轴孔长度L/mm

轴孔长度L1/mm

TL9

1000

2850

50

112

84

D

D1

D2

b

A

250

95

12

65

表5-6低速轴径向尺寸确定

轴段直径d/mm

确定方法

说明

d1=50

联轴器标准尺寸

d2=60

毡圈内径

d3=65

轴承内径

d4=72

轴承内径安装尺寸

d5=81

d6＋2h

h=（2~3）C;C=2.5

d6=67

d3＋（1~2）

d7=65

d7=d3

（3）轴的轴向尺寸设计

轴的结构图如下

经验值的计算与选取：

轴承端盖至箱外传动件间的距离L'=19.4mm

箱座壁厚δ=10mm

联接螺栓至外箱壁的距离C1=22mm；至凸缘边距离C2=20mm

轴承座宽度L=C1+C2+δ+（5~10）=60mm

齿轮至机体内壁的距离∆2=18.5mm

大齿轮齿轮端面的距离∆3=13.5mm

轴承内侧至箱体内壁的距离∆4=13mm（指导书38页图5-12）

轮毂宽度与轴段长度之差∆=2mm（指导书38页图5-10）

表5-7低速轴轴向尺寸确定

轴段长度L/mm

确定方法

说明

L1=84

联轴器标准确定

L2=58

Lˊ＋e＋L－Δ4－B

e=9.6mm；B=18mm

L3=33

B＋Δ4＋∆

L4=86.5

尺寸确定

L5=10

1.4h

h=½（d5－d6）

L6=103

B1－∆

B1=105

L7=51.5

B＋Δ4＋Δ2＋∆

l1=109

½B＋L2＋½L1

l2=173

½B1＋L5＋L4＋L3－½B

l3=93

L7－½B＋L6－½B1

六、轴的强度校核

6.1高速轴校核

轴的受力分析如下图：

（1）齿轮的受力

2778.18N；

1011.17N

（2）水平面内轴承约束力

FNH1=Frl3/（l3+l2）=283.8N;FNH2=Frl2/（l3+l2）=727.37N

（3）竖直面内轴承约束力

FNV1=Ftl3/（l3+l2）=779.75N;FNV2=Ftl2/（l3+l2）=1998.43N

（4）弯矩图和扭矩图

水平面内弯矩图

MH=Frl2l3/（l3+l2）=54916.12

竖直面内弯矩图

MV=Ftl2l3/（l3+l2）=150881.51

扭矩图

（5）合成弯矩（考虑最不利的情况下）

带轮的压轴力FP在支点产生的反力

FP=1512.8N;FN1=FP（l3+l2+l1）/（l3+l2）=2089.24N;FN2=576.44N

弯矩图

MFP=FN1l1（l3+l2）/（l3+l2+l1）=155062.1

合成弯矩

315626.76N⋅mm

（6）按第三强度理论校核

42.61MPa<

满足强度要求。

6.2中间轴校核

轴的受力分析如下图：

（1）齿轮的受力

大齿轮

2.666.67N；

970.59N

小齿轮

6628.57N；

2412.6N

（2）水平面内轴承约束力

FNH1=Fr2（l3+l2）-Fr1l3/（l3+l2+l1）=1288.42N

FNH2=Fr2l1-Fr1（l1+l2）/（l3+l2+l1）=153.59N

（3）竖直面内轴承约束力

FNV1=Ft2（l3+l2）+Ft1l3/