精品带式运输机的传动装置设计机械设计毕业论文说明书.docx

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精品带式运输机的传动装置设计机械设计毕业论文说明书

湖南农业大学东方院

课程设计说明书

课程名称：

机械课程设计

题目名称：

带式运输机的传动装置设计

目录

1、设计任务书

2、电动机的选择

3、计算传动装置的运动和动力参数

4、传动件设计计算

5、滚动轴承和传动轴的设计

6、键的设计和计算

7、箱体结构的设计

8、润滑密封设计

9、联轴器设计

10、设计小结

11、参考文献

一、设计任务书

设计课题:

带式运输机的传动装置设计

1.传动简图：

1-电动机；2-V带；3-齿轮减数机；4-卷筒；5-运输带6-联轴器

图1:

带式运输机的传动装置

2.工作条件：

1）使用期限10年，二班制（每年按300天计算）

2）载荷平衡

3）运输物品：

谷物

4）单向传动，转速误差不的超过±5%

5）工作参数:

题号

参数

04

运输带工作拉力（kN）

2.5

运输带工作速度（ms）

1.1

卷筒直径（mm）

400

二、电动机的选择

电动机类型和结构型式

根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用

三相交流电动机。

又由于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。

根据本装置的

安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。

Y（IP44）笼型封闭自扇冷式电动机,具有防

止灰尘或其他杂物侵入之特点。

故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。

1.工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速Nw:

Pw=F·V=2500（N）×1.1（Ms）=2750W=2.75KW

Nw=（1000×60×V）πD=52.521132rmin,

式中：

F--牵引力；V---传送速度;D---滚筒直径;

2.传动的总效率

由机械课程设计课程设计手册P5表1-7>

一对球轴承的效率———取η1=0.99

一对齿轮传动的效率——取η2=0.97

刚性联轴器的效率———取η3=1

V带的效率——————取η4=0.96

传动装置的总效率η

3.电动机所需的输出功率Pa

4）确定电动机的额定功率Ped

由机械课程设计课程设计手册P167表<12-1>

∵Ped>Pd

取Ped=4kw

5）电动机转速的选择

<由[1]P5表2-1>V带传动比i=4，斜齿轮的传动比i=5,则总传动比合理范围为i≤20，电动机

由机械课程设计课程设计手册P167表<12-1>找出有2种适用的电动机型号其技术参数及传功比的比较情况见下表：

电动机转速（rmin）

传动装置的传动比

方案

电动机型号

额定功率Pedkw

同步

转速

满载

转速

总传

动比

齿轮

传动比

1

Y132M1-6

4

1000

960

23.54

23.54

2

1440

11.77

11.77

综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量以及减速器的传动比，比较三个方案可得方案1：

电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大；方案2：

适中，较合适。

故此选用型号为Y132M-4所选电动机额定功率Ped=4kW，满载转速nm=960rmin，总传动比适中，传动装置结构较紧凑，所选电动机的主要处型和安装尺寸如下所示：

方案

电动机型号

额定功率

P

kw

电动机转速

电动机重量

N

参考价格

元

传动装置的传动比

堵转转矩

最大转矩

同步转速

满载转速

总传动比

减速器

额定转矩

额定转矩

2

Y132M1-6

4

1000

960

810

600

11.77

11.77

2.0

2.0

中心高

外型尺寸

L×（AC2+AD）×HD

底脚安装尺寸A×B

地脚螺栓孔直径K

轴伸尺寸D×E

装键部位尺寸F×（G-D）

132

515×345×315

216×178

12

38×80

10×3

三三、计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1.计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nmnwnw＝52.521132nm=960rmini＝18.278357

2.合理分配各级传动比

因为i1要略小于i2。

速度偏差为0.5%，所以可行。

3.各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算

电动机转轴速度n0=960rmin

轴In1=nmi1=240rmin

轴IIn2=n1i1=52.521132rmin

各轴功率电动机额定功率P0=Pd=4kw

轴IP1=P0*η4=P0*η带=4*0.96=3.84Kw

轴IIP2=P1*η齿轮*η轴承=3.84*0.97*0.99=3.687552Kw

各轴转矩电动机转轴T0=2.0N

轴IT1=（9550*10六次方*P1）n1=（9550*3.84）240=152.28N·m

轴IIT2=（9550*10六次方*P2）n2=（9550*3.687552）52.521132=670.5134N·m

其中Td=（n*m）

项目

电动机轴

轴I

轴II

转速（rmin）

960

240

360

功率（kW）

4

3.84

3.687552

转矩（N·m）

2.0

152.28

670.5134

传动比

1

4

效率

1

0.96

0.9603

四、传动件设计计算（齿轮）

4.1V带传动的设计计算

输入功率

小齿轮转速

齿数比

小齿轮转矩

载荷系数

7.35075KW

1440rmin

4

48.74976N·m

1.3

.齿轮的设计

（一）底速级齿轮传动的设计计算

1．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1）      齿轮材料及热处理

 ①材料：

底速级小齿轮选用45Cr（调质），齿面硬度为小齿轮280HBS

取小齿齿数=20,底速级大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为

大齿轮240HBS，

=4.6

③齿轮精度

按GBT10095－1998，选择8级，齿根喷丸强化。

④选取螺纹角=14°

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

确定各参数的值:

①试选=1.6

②查课本P217图10-30选取区域系数Z=2.433

③由课本P215图10-26=0.74;=0.88

则=0.74+0.88=1.62

③查课本P21510-19图得：

K=0.90K=0.93

④取失效概率为1%,安全系数S=1,应用图10-21d，查小齿轮的接触疲劳强度

应用P205公式10-12得:

[]==0.90×600=540

[]==0.93×560=522.5许用接触应力

==531.25MP

⑤u==4.6

⑥由P205的表10-7选取齿宽系数

⑦由表查得材料弹性影响系数

3.计算

①试算小齿轮分度圆直径，有计算公式的

mm=65.12617

②计算圆周速度

V=（π*d1t*n1）60*1000=（3.14159*65.12617*240）60*1000=0.81953ms

③计算齿宽b和模数

计算齿宽b

b==1×65.12617mm=65.12617mm

计算摸数m

m=d1t×cosβZ1=65.12617×cos14°20=3.15958mm

④计算齿宽与高之比

齿高h=2.25Mnt=2.25×3.15958=7.10905

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=65.1322来计算应有的齿数.于是由:

z=（65.1322*cos14°）2.5=25.27899取z=26

 ②几何尺寸计算

将中心距圆整为187

按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos{（z1+z2）mn2α}=arccos{（26+119）*2.5（2*187）}=14°14′43″

因值改变不多,故参数,,等不必修正.

计算大.小齿轮的分度圆直径

d=（Z1×Mn）cosβ=（26×2.5）cos14°14′=67.062068

计算齿轮宽度

B=Φd1=1×65.214242=65.214242

圆整后取B2=65mmB1=70mm

五、滚动轴承和传动轴的设计

5.1滚动轴承的设计

⑴因轴上的功率P=6.77868，转速=127.39rmin，转矩=508.17484N·m

⑵.求作用在齿轮上的力

级别

Z1

Z2

Mnmm

Mtmm

螺旋角

压力角

齿宽mm

高速级

26

119

2.5

3.15958

20

1

B1=65B2=70

低数级

36

115

2.0

2.0662

14°9′

20

B1=95B2=100

P0=Pd=4kw

轴IP1=P0*η4=P0*η带=4*0.96=3.84Kw

轴IT1=（9550*10六次方*P1）n1=（9550*3.84）240=152.28N·m

轴IIP2=P1*η齿轮*η轴承=3.84*0.97*0.99=3.687552Kw

轴IIT2=（9550*10六次方*P2）n2=（9550*3.687552）52.521132=670.5134N·m

已知低速级大齿轮的分度圆直径为

D2=mz=375.99002mm

圆周力F:

Ft=2T1d4=（2×152.28）375.99002=810.0215N

径向力F:

及轴向力F:

⑶.初步确定轴的最小直径

先按课本P37015-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P370表15-3取

（公式在P37015-2）

d（min）=A0（³√P2n2）=46.204688mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号

查课本P351表14-1，选取工作情况系数K（A）=1.5

Tca=K（A）×T3=1.5×670.5134=1005.7701.m

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以

查《机械设计手册》93-102

选取LT9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1000Nm,许用最大转速为2850rmin半联轴器的孔径d1=40mm故取d1-2=40mm，半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm

⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径42mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径55mm，半联轴器与84为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取

2初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311型.

2.从动轴的设计

对于选取的单向圆锥滚子轴承其尺寸为d*D*T=55*120*31.5

故;而.

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得30311型轴承定位轴肩高度

mm,

③取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为65mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.85,取.轴环宽度,取b=8mm.

④轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取.

⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=31.5,

高速齿轮轮毂长L=65,则

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

5.求轴上的载荷

首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,

查《机械设计手册》P73表6-6.

对于30311型的角接触球轴承,a=24.9mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

4285.0009N×62（131+62）=1376.52879N

4285.0009N×131（131+62）=2908.47211N

740.40305N

F（NV2）=Fr-F（NV1）=1608.3523N-740.40305N=867.94925N

M（H）=F（NH1）×L2=158025.50509N·mm

740.40305×114.8=84998.27014N·mm

867.94925×60.8=52771.3144Nmm

158025.505092²+84998.27014²=179434.57355N·mm

M2=√M（H）²+M（V2）²=166603.93718N·mm

传动轴总体设计结构图:

从动轴的载荷图:

6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度

根据公式P373（15-4）

=={√179434.57355²+（0.6×508.17484）²}0.1×50³=14.35479

前已选轴材料为45钢，调质处理。

查表15-1得[]=60MP

〈[]此轴合理安全

7.精确校核轴的疲劳强度.

⑴.判断危险截面

截面A,（F）,（G）,B只受扭矩作用。

所以A（F）（G）B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面（B）和（C）处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面（C）的应力集中的影响和截面（B）的相近,但是截面（C）不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面（C）和（D）显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面（B）左右两侧需验证即可.

⑵.截面（B）左侧。

抗弯系数W=0.1=0.1=12500

抗扭系数=0.2=0.2=25000

截面Ⅶ的右侧的弯矩M为

截面Ⅳ上的扭矩为=508.17484N·m

截面上的弯曲应力

截面上的扭转应力

轴的材料为45钢。

调质处理。

由课本P362表15-1查得：

因

经插入后得

2.0=1.31

轴性系数为

=0.85

K=1+=1.82

K=1+（-1）=1.26

所以

综合系数为：

K=2.8

K=1.62

碳钢的特性系数取0.1

取0.05

安全系数

S=25.13

S13.71

≥S=1.5所以它是安全的

截面Ⅳ右侧

抗弯系数W=0.1=0.1=12500

抗扭系数=0.2=0.2=25000

截面Ⅳ左侧的弯矩M为M=133560

截面Ⅳ上的扭矩为=508.17484N·m

截面上的弯曲应力

截面上的扭转应力

==508174.8425000=20.32699K=

K=

所以

综合系数为：

K=2.8K=1.62

碳钢的特性系数

取0.1取0.05

安全系数

S=25.13

S13.71

≥S=1.5所以它是安全的

中间轴的设计

1总结以上的数据。

功率P2

转矩T2

转速n2

齿轮分度圆直径d3

压力角β

7.05892Kw

187.25746N·m

360rmin

207mm

20°

2求作用在齿轮上的力

圆周力：

径向力：

Fr=Ft×tanαncosβ=（1818.03359×tan20）cos14°9′=681.96746N

及轴向力F:

F=Ft×tanβ=1818.03359×tan20°=661.71011N，的方向如图示:

⑶.初步确定轴的最小直径

先按课本P37015-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P370表15-3取

（公式在P37015-2）

=37.55356mm

3初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7008C型.

D

B

轴承代号

40

68

15

7008AC

对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的

又因大齿轮轮的宽度为60mm小齿轮轮的宽度为100mm，且两端用套筒限位，故取L（B-C）=98mm,d（D-E）=58mm.由齿轮端面与机座内壁的距离为10mm,因输出轴的轴承与机座端面内壁的距离取7.5mm,所以L（A-B）=15+7.5+10+2=34.5mm.取L（C-D）=17.5mm.为了和主动的配合紧凑L（E-F）取37mm=15+2+10+7.5+2.5（与主动轴配合整齐的距离）。

由选用的轴承其尺寸为的

，可取d（A-B）=d（E-F）=40mm由输出轴的算法同理可计算出d（B-C）=56mm，d（D-E）=54mm.因轴环宽度，所以取d（C-D）=17.5。

由输出轴的计算方法精确校核轴的疲劳强度等各项指标均合格，此设计安全可行。

主动轴的设计

总结以上的数据。

功率P1

转矩T1

转速n1

齿轮分度圆直径d3

压力角β

7.35075Kw

48.74976N·m

1440rmin

55mm

20°

2求作用在齿轮上的力

圆周力：

径向力：

Fr=Ft×tanαncosβ=（1772.71855×tan20）cos14°9′=665.38048N

及轴向力F:

F=Ft×tanβ=1772.71855×tan20°=645.21679N，的方向如图示:

⑶.初步确定轴的最小直径

先按课本P37015-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P370表15-3取

（公式在P37015-2）

mm

输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d（A-B）,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号

4联轴器的型号的选取

查课本P351表14-1，选取工作情况系数K（A）=1.5

Tca=K（A）×T1=1.5×48.74976N·m=73.12464N.m

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,又因所选电机的轴径D=38mm.综合考虑查《机械设计课程设计手册》第三版P99表8-7,选取LX6型弹性套柱销联轴器其公称转矩为250Nm,许用最大转速为3800rmin半联轴器的孔径d=32mm故取d（A-B）=32mm，半联轴器的长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=60mm

⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,B-C轴段右端需要制出一轴肩,故取B-C的直径d（B-C）=34mm;左端用轴端端盖定位,半联轴器与60为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故A-B的长度应比略短一些,现取L（A-B）=58mm。

1初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7007C型.

D

B

轴承代号

35

62

14

7007AC

对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的

轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,又因要与输出轴配合，故取L（B-C）=75.54mm。

又因小齿轮轮的宽度为65mm，由齿轮端面与机座内壁的距离为10mm，且右端用套筒限位，为了配合中间轴的传动综合考虑取L（G-H）=96.5mm,由所选轴承和定位方式可取d（C-D）=14mm.由所选轴承的定位方式和轴环宽度计算公式，可算得L（D-E）=6mm、L（F-G）=6mm。

由选用的轴承其尺寸为的

，可取d（C-E）=d（G-H）=35mm,因轴环宽度，经计算取d（F-G）=43mm。

（由手册上查得7007C型轴承定位轴肩高度，经计算取取h=3）d（D-E）=41mm

由输出轴的计算方法精确校核轴的疲劳强度等各项指标均合格，此设计安全可行。

六、键的设计和计算

①选择键联接的类型和尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.

根据输出轴d（B-C）=58

查表6-1取：

键宽b=16h=10=80

②校和键联接的强度

查表4-1得[]=120MP

工作长度80-16=64

③键与轮毂键槽的接触高度

K=0.5h=5

由式（6-1）得：

（2×508.17484×1000）5×64×50=54.76023＜[]

所以此键合适

同理查表4-1：

高速轴键（图号44）尺寸为：

10×56

中间轴（图号12）尺寸为12×90

（图号39）尺寸为：

12×50

同理校核均安全合适。

七、箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，

大端盖分机体采用配合.

1.机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12ms，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3.机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为8，圆角半径为R=25-3mm机体外型简单，拔模方便.

4.对附件设计

A视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固

B油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安