课程设计带式输送机传动装置的设计 学位论文.docx
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课程设计带式输送机传动装置的设计学位论文
太原工业学院
机械设计基础
课程设计
课题名称带式输送机传动装置的设计
系部材料工程系
专业高分子材料与工程
班级学号122074308
姓名高旭
指导教师高丽红
完成日期2014年12月25日
目录
1、绪论
2、课题题目及主要技术参数说明
课题题目
主要技术参数说明
传动系统工作条件
传动系统方案的选择
3、减速器结构选择及相关性能参数计算
减速器结构
电动机选择
传动比分配
动力运动参数计算
4、V带的结构选择设计及相关性能参数
V带的型号选择
主要参数的计算
验证带速
计算取用V带根数
5、齿轮的设计计算（包括小齿轮和大齿轮）
齿轮材料和热处理的选择
齿轮几何尺寸的设计计算
按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸
齿轮弯曲强度校核
齿轮几何尺寸的确定
齿轮的结构设计
6、轴的设计计算
轴的材料和热处理的选择
轴几何尺寸的设计计算
按照扭转强度初步设计轴的最小直径
轴的结构设计
轴的强度校核
7、轴承、键和联轴器的选择
轴承的选择及校核
键的选择计算及校核
联轴器的选择
8、减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算
润滑的选择确定
密封的选择确定
减速器附件的选择确定
箱体主要结构尺寸计算
9、总结
10参考文献
1绪论
本论文主要内容是进行一级圆柱斜齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。
通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。
主要体现在如下几个方面：
（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。
（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。
2课题题目及主要技术参数说明
课题题目
带式输送机传动系统中的减速器。
要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。
主要技术参数说明
输送带的最大有效拉力F=2200N，输送带的工作速度V=1.5m/s，输送机滚筒直径D=340mm。
传动系统工作条件
带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，小批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。
传动系统方案的选择
图1带式输送机传动系统简图
3减速器结构选择及相关性能参数计算
电动机的选择
计算项目
计算及说明
计算结果
1）选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用型号为Y112M-4电机，全封闭结构。
Y系列
2）选择电动机的容量
工作机的有效功率为Pw=F•v=2.2×1.5=3.3kw
从电动机到工作机传送带间的总效率为η。
η=
η1•η2•η3•η4•η5=0.96^1×0.99^4×0.97^2×0.99^1×0.96^1=
0.825．
η1：
皮带传动效率0.96
η2：
滚动轴承效率0.99
η3：
齿轮传动效率0.97（齿轮精度为8级）
η4：
联轴器传动效率0.99
η5：
卷筒传动效率0.96
所以电动机所需工作功率为Pd=Pw/η=3.30/0.825=4.00kw
式中：
Pd——工作机实际所需电动机的输出功率，kW；
Pw——工作机所需输入功率。
kW；
η——电动机至工作机之间传动装置的总功率
`按推荐的传动比合理范围，V带传动≤（2～4），一级圆柱齿轮传动≤5，
因为nw=v•60/（π•D）=1.5×60/（π×0.34）=
84.27r/min,
nd=i•nw=（10～80）•84.27=（840.27～6741.6）
r/min,所以，电动机转速的可选范围为：
（
（840.27～6741.6）r/min根据电动机类型、容量和转速，查表选定以下电动机，其主要性能如表格。
Pw=3.30kw
电动机主要参数
型号
额定功率/kw
满载转数（r/min）
堵转转矩（
）
额定转矩（
）
Y112M-4
4.0
1440
2.2
2.2
各轴的转速
转速n
n0=n满=1440r/min;
nⅠ=no/i带=n满/2.5=1440/2.5=576r/min;
nⅡ=nⅠ/i齿=576/6.835=84.27r/min;
nⅢ=nⅡ=84.27r/min;
N0=1440r/min;
N1=576r/min;
N2=84.27r/min;
各轴的输入功率
电动机轴:
Pd=P0=4.00kw;
PⅠ=Pd•η带=4.00×0.96=3.84kw
PⅡ=PⅠ•η齿•η轴承=3.84×0.97×0.99=3.688kw;
PⅢ=PⅡ•η联轴器•η轴承=3.688×0.99×0.99=3.607kw；
各轴的输入转矩
Td=9550×Pd/nm=9550×4/1440=26.528N•m
电动机轴：
Td=26.528N•m；
T1=T0η带i带=26.528×0.96×2.5=63.667N•m；
T2=T1η齿•η轴承•i齿=63.667×0.97×0.99×6.835=417.888N•m;
T3=T2•η联轴器•η轴承•i齿带=417.888×0.99×0.99×1=409.572N•m；
3、确定传动装置的总传动比和齿轮传动比
计算项目
计算及说明
计算结果
总传动比
i=n/nw=1440/84.27=17.088;
i总=17.088
齿轮传动比
取i带=2.5，i齿=i总/i带=17.088/2.5=6.835
i齿=6.835
各轴的数据列表如下
轴号
功率P/kw
N（r/min）
T（N•m）
i
η
0
4
1440
26.528
2.5
0.96
1
3.84
576
63.667
2
3.688
84.27
417.888
6.835
0.97
3
3.607
84.27
409.527
1
0.98
4、V带的结构选择设计及相关性能参数
计算项目
计算及项目
计算结果
计算功率
查表得Ka=1.2
故Pca=Ka•P=1.2×4=4.8kw
Pca=4.8kw
选v带型号
可用普通V带或窄V带，现选用普通V带。
根据Pc=1.2×4=4.8kw,
nd=1440r/min,
查图查出此坐标点位于图中A型带
所以现在暂选用A型带
Pc=4.8kw
求大、小带轮基准直径dl2、dl1由表得应不小于75mm
取（标准）dl1=100mm
dl2=nd/[nⅠ•dl1•（1-ε）]=1440/[576×140×（1-ε）]=255mm,
ε一般为0.02。
查表得取（虽然dl2的大小会影响传动比，但其误差为小于5%）
取标准dl2=260mm
dl2=260mm
验算带速v
v=π•dl1•nd/（60×1000）=
π•100•1440/（60×1000）=7.536m/s
带速在5～25m/s范围内，合适。
v=7.536m/s
求V带基准长度Ld和
中心距a
初步选取中心距
a0=1.5•（dl1+dl2）=1.5•（100+260）=540mm
取a0=540mm
符合a0=0.7•（dl1+dl2）～2•（dl1+dl2）。
L0=2•a0+π/2•（dl1+dl2）+（dl2-dl1）^2/（4×a0）=
2×540+π/2×360+160^2/（4×540）=1657.339mm
查《机械设计基础》,对所选的A型带，
所以Ld=1800mm
中心距a=a0+（Ld-L0）/2=540+71.33=611.33mm
a0=540mm
a=611mm
Ld=1800mm
验算小带轮包角α1
验算小带轮包角α1
α1=180°-（dl2-dl1）/a×57.5°=
180°-[（260-100）/611]×57.5°=164.94°
此结果大于120°所以合适。
计算项目
计算及说明
计算结果
求V型带根数z
z=Pc/（（P0+ΔP0）•Ka•KL）
查《机械设计基础》表得，
P0=0.77kw,
两轮之间的传动比i=dl2/（dl1•（1-ε））=260/（100×0.98）=2.653,查表得，ΔP0=0.09
查表得，Ka=0.96，KL=0.99，
由此可得z=4.8/（0.77+0.09）×0.99×0.96=5.873
取z=6。
z=6。
求作用在带轮轴上的压力FQ
查《机械设计基础》表，得，q=0.10kg/m,
故得单根V带的初拉力
F0=500•Pc/（z•v）•（2.5/Ka-1）+q•v^2=
500×4.8/（6×7.536）×（2.5/0.96-1）+0.10×7.536^2=90.826N
则作用在轴上的压力
FQ=2•z•F0•sin（α1/2）=
2•6•90.83•sin（164.94°/2）=1080.56N
F0=90.83N
FQ=1080.56N
V型带尺寸
类型
节宽bp/mm
顶宽b/mm
高度h/mm
单位长度质量（kg/m）
A
13
11
8
0.10
五、齿轮的设计
计算项目
计算及项目
计算结果
齿轮的材料和热处理的选择
小齿轮选用45号钢，调质处理，HB＝236
大齿轮选用45号钢，正火处理，HB＝190
大小齿轮均选用45号钢
精度和齿数选择
由《机械零件设计手册》查得
SHlim=1
μ=n1/n2=576/84.27=6.835
由《机械零件设计手册》查得
ZN1=ZN2=1YN1=YN2=1.1
小齿轮转矩T1
T1=63.667（N•m）
载荷系数K
由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。
查《机械原理与机械零件》教材中表得，取K＝1。
K=1
齿数比μ
μ=i齿=6.835
μ=i齿=6.835
选择齿宽系数
根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。
查《机械原理与机械零件》教材中表得，取
＝1
ψd=1
齿轮分度圆直径d1
≥719
=719
=45.879
齿轮模数m
m=（0.007～0.02）a=（0.007～0.02）×179.813=
（1.259~3.596）
取m=2
m=2
齿轮的齿数Z1和Z2
，取Z1=24，
，取Z2=164
Z1=24,
Z2=164
实际齿数比和齿数比相对误差
μ=164/24=6.83；
Δμ=（6.835-6.83）/6.835=0.0007
Δμ<`±2.5%,允许。
μ=6.83；
允许
齿轮的主要尺寸
d1=mz1/cosβ=2×24/cos15=49.69（mm）,取d1=50mm,
d2=mz2/cosβ=2×164/cos15=339.57mm,取d2=340mm,
中心距a=0.5（d1+d2）=0.5（50+340）=195（mm）
齿轮宽度B2=ψd×d1=1×50=50（mm）
B1=B2+（5~10）mm=（55~60）mm,取B1=57mm
d1=50mm
d2=340mm
a=195mm
B1=57mm
B2=50mm
圆周转速V并选择齿轮精度。
V=3.14d1n1/（60×1000）=1.507m/s
查表应取齿轮等级为8级，根据设计要求齿轮的精度等级为7级，
即V=1.507m/s,精度定为IT7。
V=1.507m/s
IT7
齿轮弯曲强度校核
结论：
齿轮的弯曲强度足够，符合要求。
齿轮的弯曲强度足够，符合要求
几何尺寸的确定
齿顶圆直径da
由《机械零件设计手册》得，h*a=1c*=0.25
da1=d1+2ha1=（Z1+2h*a）m=52mm
da2=d2+2ha2=（Z2+2h*a）m=332mm
齿高：
h=2（ha+c*）=4.5mm
齿距：
P=2×3.14=6.28mm
齿根高:
hf=（h*a+c*）m=2.5mm
齿顶高：
ha=h*a×m=2mm
齿根圆直径df的计算
df1=d1-2hf=50-2×2.5=45mm
df2=d2-2hf=340-2.5×2=335mm
齿轮的结构设计
轴孔直径d=
轮毂直径D1=1.6d=80mm
轮毂长度L=B2=50mm
轮缘厚度δ0=（3～4）m=6～8（mm）取
=8
轮缘内径：
=
-2h-2
=332-2×4.5-2×8=307mm
取D2=300mm
辐板厚度C=0.3B2=0.3×50=15mm
取C=15mm
中心孔直径：
D0=0.5（D1+D2）=0.5（80+307）=193.5mm
辐板孔直径：
d0=0.25（D2-D1）=0.25（307-80）=56.75mm
取d0=56mm
齿轮倒角n=0.5m=1
六、轴结构的设计
计算项目
计算及说明
计算结果
轴结构的材料选择及处理方法
由《机械零件设计手册》中的图表查得，选用45号钢，调质处理，硬度为HB=217~255，
=640MPa
=355MPa
=275Mpa，
计算项目
计算与说明
计算结果
估算轴的最小直径
C=115，d=27.79mm
考虑到键槽。
需轴径增大3％
即d≥28.62mm
若选LT5型弹性套柱销联轴器，取联轴器孔径为32mm，则输出轴外伸端的最小直径d=32mm
d≥28.62mm
轴的结构设计
初定各轴段直径
联轴器处：
选用LT6型联轴器孔径32mm，故该段32mm
密封圈处：
32+3.5×2=39mm
右端轴承处：
略大于密封圈处，45mm，初定轴承型号6209
齿轮处：
齿轮孔径稍大于轴承处，根据标准尺寸轴径为50mm
轴环处：
因为轴环高度a=（0.07~0.1）d=2.1~3m,取a=3mm,此段56mm
左端轴承轴肩处：
按6209安装尺寸，此段52mm
左端轴承处：
45mm
联轴器处32mm
密封圈处39mm
右端轴承处45mm
齿轮处50mm
轴环处56mm
左端轴承轴肩处52mm
左端轴承处45mm
确定各轴段长度
联轴器处：
根据LT6型弹性套住轴联器，此段长度为84mm，故取该轴段的长度为82mm
密封圈处：
25mm+37mm=62mm
齿轮处：
因为齿轮轮毂宽度为80，则该段78mm
右端轴承处（含套筒）：
19mm+5mm+16mm+2mm=42mm
轴环处：
轴环宽度b≥1.4a=1.4×3mm=4.2mm,取此段长度8mm
左端轴承轴肩处：
该段长度等于左端轴承右端面至齿轮左端面的距离与轴环宽度之差，即5mm+16mm-12mm=9mm
左端轴承处：
等于6213轴承宽度19mm
全轴长：
82mm+62mm+78mm+42mm+8mm+9mm+19mm=300mm
联轴器处82mm
密封圈处62mm
齿轮处78mm
右端轴承处（含套筒）42mm
轴环处8mm
左端轴承轴肩处9mm
左端轴承处19mm
全轴长300mm
校核轴的强度
从动轴的转矩T1=9550=9136.3N·m
圆周力Ft=5299.37N
径向力Fr=
=1992.1N
轴向力Fa=Fttanβ=1387.2N
T1=136.3N·m
Ft=5299.37N
Fr=1992.1N
Fa=1387.2N
支座反力RCV=
=
+
=1242.7N
RAV=Fr－RCV=1992.1N－1242.7N=749.4N
B点偏左的弯矩MBV1=54.33N·m
B点偏右的弯矩MBV2=90.1N·m
RCV=1242.7N
RAV=-749.4N
MBV1=54.33N·m
MBV2=90.1N·m
B点偏左的弯矩MB1=
=
=199.45N·m
B点偏右的弯矩MB2=
=
=212.5N·m
MB1=199.45N·m
MB2=212.5N·m
转矩T=T1=136.16N·m
（6）计算当量弯矩
因该减速器单向传动，故转矩可视为按脉动循环变化，取α=0.6
危险截面上（B处）的当量弯矩为
Me=
=
=227.66N·m
T=136.16N·m
Me=227.66N·m
确定危险截面的轴径
对于45钢调质σb=650MPa,许用弯曲应为[σ-1w]=60MPa
d≥
=
=33.66mm
由于该轴段有一个键槽，将d增大5％，即33.66×1.05=35.34mm
实际采用50mm，故强度足够。
强度足够
轴Ⅱ的设计
计算项目
计算及说明
计算结果
按照扭转强度初步设计轴的最小直径
从动轴d2=C•（PⅡ/nⅡ）^（1/3），C=115，
d2d2=C•（PⅡ/nⅡ）^（1/3）=115×（3.68/84.27）^（1/3）=
=40.523mm
若考虑键槽d2=40.526×1.05=42.552mm
选取标准直径d2=43mm
d2=43mm
轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
阶梯轴
轴的强度校核
从动轴的强度校核
圆周力=Ft=2000T2/d2=2000×417.89/328=2548.109N
径向力Fr=Fttanα/cosβ=2548.109×tan20/cos15==960.152N
轴向力Fa=Ft×tanβ=2548.109×tanβ=682.764N
FH1+FH2=Ft,FH1=FH2=Ft/2=1274.05N
MHc=Ft（d2-4）/4=[2548.109×324×10^-3]/4=206.397N
Fv1•B2=Fr•B2/2+Fa•d2/2
Fv1•50=960.152•25+682.764•164.5,Fv1=2719.542N
Mvc1=Fv1•B1/2=2719.542•57•10^-3/2=77.507N•m
Mvc2=Fv2•B2/2=779.458•25•10^-3=19.486N•m
Mc=（MHc^2+Mvc1^2）^（1/2）=（206.397^2+77.507^2）^（1/2）=220.47N•m
由表得，[σ-1]b=60Mpa,
Me=（Mc^2+（aT2）^2）^（1/2）=220.47^2+（0.6×417.889）^2
=333.878N•m,
所以，从动轴强度符合强度要求。
七、轴承、键、联轴器的选择
计算项目
计算及说明
计算结果
轴承的选择及校核
考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择62072个（GB/T276-1993）从动轴承62092个（GB/T276-1993）。
工作寿命的计算
寿命计划：
两轴承受载荷
Fr=960.152N,Fa=682.764N,
从动轴轴承寿命：
深沟球轴承6209，基本额定功率负荷
Cr=30.5KN,Cor=20.5KN,ε=3
Fa/Cr=682.764/（30.5×1000）=0.0223,查表，得Fa/Cr=0.025
e=0.22,
Fa/Fr=682.764/960.152=0.711>e
取X=0.56，Y=2
则P=XF2+YFa=0.56×960.152+2×682.764=1903.213W,
Lh10=1667/n2×（c/p）^3=1667/84.27×（30.5×1000/1903.213）^3
=81414h
预期工作寿命：
8年，两班倒，
则L=8×300×12=28800h则轴承寿命合格。
工作寿命合格
计算项目
计算及说明
计算结果
键的选择计算及校核
从动轴外伸端d=44，考虑键在轴中部安装故选圆头键A型14×9GB/T1096—2003，b=14，L=50，h=9，选45号钢，其许用挤压力
=125～150MPaA型：
l=L-b=50-14=36
σp=4000T2/hid=4000×417.889/（9×36×44）=127.253[σp]
则强度足够，合格。
与齿轮联接处d=100mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选A型键25×14GB/T1096—2003，b=25mm，L=50mm，h=14mm，选45号钢，其许用挤压应力
=125MPa
σp=4000T2/hid=4000×417.889/（25×14×100）=47.759<[σp]
则强度足够，合格。
联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器K=1.3Tc=9550Kp2/n2=9550×1.3×3.688/84.27=543.331
选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩
=710，
<
。
采用Y型轴孔，A型键轴孔直径d=45～60，选d=50，轴孔长度L=112
TL8型弹性套住联轴器有关参数如下表
型号
公称
转矩T/（N·m）
许用
转速
n/
轴孔
直径
d/mm
轴孔
长度
L/mm
外径
D/mm
材料
轴孔
类型
键槽
类型
TL8
710
3000
50
112
224
HT200
Y型
A型
八、减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图
计算项目
计算及说明
计算结果
减速器润滑
润滑方式
1.齿轮V=1.4＜＜12
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