燕山大学机械设计二级展开式输送机传动装置.docx

1、燕山大学机械设计二级展开式输送机传动装置燕山大学机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置学院（系）： 年级专业： 学 号： 学生姓名： 指导教师： 一、 设计任务书 2二、 传动方案分析 3三、 电动机的选择和参数计算 4四、 齿轮的设计计算 7五、 轴的设计 17六、 键的选择校核 23七、 轴承的校核 24八、 联轴器的选择及校核 25九、 密封与润滑的选择 26十、减速器附件及说明 27十一、设计小结 28结果设计及计算过程-、设计任务书1.1传动装置简图如图图1方案简图1.2原始数据F=1567N D=0.29mV=0.77m/s使用地点：室外生产批量：小批载荷性质：微振使用年限

2、：四年二班设计及计算过程二、传动方案分析2.1.传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间， 主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2.2传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端， 可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消， 以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。2.3电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。2.4画传动系统简图：1

3、：齿轮I （高匾轴）5缶轮2 （中速轴从动绘）3、口联轴器4：工作机5 :吿轮（低速轴 召：吿轮3（中速轴主动轮）乱电动机设计及计算过程三、电动机的选择和参数计算电动机是标准部件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境 和工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构容量和转速。1、 选择电动机类型和结构形式由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此无特殊要求时应选三 相交流电动机，又有三相异步电动机应用最广泛， 所以根据用途选用 Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自冷式结构。2、 选择电动机的容量（功率）由于减速器工作载荷较稳定，长期连续运行，所选电动机的额定功 率等于或稍大于所需的工作功率 Pd即Pe

4、dP,电动机就能安全工作。电动机计算公 式和有关数据 皆引自机械 设计课程设计 指导手册第9页第11页、 第119页主要参数：Pw=1.21Kw（1）传动带的输出功率P（2）电动机输出功率Pd3为滚动轴承效率、 4为同步带效率。弹性柱销联轴器 1 =0.99 ;圆柱齿轮传动 2 =0.97;滚动轴承 3=0.98;Pd P 1.21 0.82 1.48kw设计及计算过程3、选择电动机转速： 卷筒工作转速为：60 ?n 60 0.77 3.14 0.29 50.7 r minD /电机转速=n=(840) x 50.7=405.62028r/min 选择同步转速为1000 r/min的电动机，如

5、下表：电动机型 号额定功 率(kw)同步转速(r/mi n)满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y100L-61.510009402.02.2表1电动机主要性能参数4、传动比的分配i 总 nm 940 50.7 18.54ni1 (1.3 1.5)i总 J1.31.5) 18.54 4.91 5.27去 i1 5.01i2 i总 /i1 18.54 5.01 3.71(1)各轴转速：I 轴 n1 nm 940r minn轴 n2 巴 940 5.01 188 r/mi n11川轴 n3 188 3.71 50.67r min12卷筒轴 n卷 n3 50.67 r min(

6、2 )各轴的输入功率I轴P1Pd1 1.48 0.99 1.47kwn轴P2P12 3 1.48 0.97 0.981.40kw川轴P3P22 3 1.40 0.97 0.981.33kwn 5(7r min传动装置总传 动比的确定及 其分配公式和 有关数据皆引 自机械设计 课程设计指导 手册第12 页第15页i 总 18.54b 5.01i2 3.71940rminn2 188n3 50.67rminP1 1.47kwP2 1.40kwP3 1.33kw设计及计算过程卷筒轴 P卷 p3 1 3 1.40 0.99 0.98 1.29kwTd9550pd 9550 1.4815.04N mnm

7、940I轴T1Td115.04 0.9914.89N mn轴T2T123 i1 14.890.97 0.985.0170.77N m川轴T3T223 i2 70.770.97 0.983.71249.59N m(3 )各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为：卷筒轴 T卷 T3 1 3 249.59 0.99 0.98 242.15N m轴号功率P/kw转矩T/ (N - m)转速n/(r min)传动比i效率电机 轴1.4815.049401.000.99I轴1.4714.899405.010.95n轴1.4070.771883.710.95川轴1.33249.5950.671.000.97卷筒

8、轴1.29242.1550.67表2运动和动力学参数p卷 1.29kwTd 15.04N m14.89N mT2 70.77N mT3 249.59N mT卷 242 .15 N r齿轮计算公式和有关数 据皆引自机械设计第76页第98页斜齿圆柱齿轮主要参数：45号钢调质HB1=240HBSHB2=200HBSz1 = 21z2 = 106i 5.048=10$ d=0.8设计及计算过程四、齿轮的设计计算1、高速级齿轮的设计1.1选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为 45钢，调质，硬度为 240HBS大齿轮材料为 45钢，正火，硬度为 190HBS2） 精度等级选用 8-8

9、-8级精度；3） 选小齿轮齿数 Z, = 21大齿轮齿数 z2 z-i 5.01 105.21 取 z2 = 106 ；i Z2 106 5.048z1 21误差5.01 5.048 100% 0.75% 5% 在允许误差内5.014） 初选=10 $ d=0.81.2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行 计算d1t2KTZeZhZ Zh（1）载荷系数KA 1.25估计圆周速度Kv=1.074m/s,vz1 0.84m/s 动载系数1001.88 3.2( 1 1 ) cos乙 Z21.88 3.2( 1 1 )cos10 1.6721 107Kv=1.

10、07tanj 21tan10 1.18设计及计算过程1.67 1.18 2.85齿间载荷分配系统K 1.41，齿向载荷分配系数K 1.07则 K KA Kv K K1.25 1.07 1.41 1.07 2.02(2)查得区域系数 ZH 2.45(3)重合度系数z r 077(4)螺旋角系数 Z . cos 0.992(5)弹性影响系数ZE 189.8. MPa(7 )按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力b Hlim1 =550MPa;大齿轮疲劳强度极限应力b Hiim2 = 450MPa;(8)应力循环次数N1 60m jLhN260 940 1 4 28 300 1.08 109取疲

11、劳寿命系数K hn 1(9)接触疲劳许用应力N11.08 1092.17 1081.00 ; KHN2 1.13 （允许有点蚀）取失效概率为1%,安全系数S= 1，由式(10 12)得H1 KHN 1 lim1S1.00 5501550MPaH2Khn 2 lim 2S1.08 4501508.5MPa设计及计算过程K 1.41K 1.07K 2.02Zh 2.45Z 0.77Z 0.992ZE 189.8MPab Hlim1 =550MPab Hlim2 = 450MPaN, 1.08 109N2 2.17 108K HN1 1.00Khn2 1.13H1 550 MPaH2 508.5MP

12、a取h 508.5MPa(10)试算小轮分度圆直径 d1tH 5085MPad1t 32KT1 (ZeZhZ Zhd=31.54mm42 2.02 1.489 10 5.1 1 1.031.54mm5.1(189.8 2.45 0.77 0.992)2508.5(11)实际圆周速度31.54 940(12)修正载荷系数:60 1000vz1(13)(14)(15)查得动载系数校正分度圆直径计算法向模数d；cos mnZi中心距 a因结构要求,修正螺旋角 z1则=14.3Kv601.55 21100 10010000.32551.55m/sv 1.55m/VZ 0.32551001.04d1Kv

13、 35431.22 cos1021(Z1 Z2)mn2 cos(21取 a 130mm2 a cosZ2 = =130mn31.96,2.0231.22mmd 31.221.46mm,取mn 2mm106) 2 128mm2cos10mn 2mma=130mm14.3(16)计算分度圆直径d1ZE21 2d2(17)cosZ2mncos齿宽圆整取b243.34mmcos14.3106 2cos14.3216.71mmdd1 0.835 mm, bi1.3齿根弯曲强度校核2KT1F1 YFa1YSa1YYbd1 mn(1)重合度系数0.25q 43.34mmd2 216.71mm(2)螺旋角系数

14、当量齿数 zv1Z1 飞 cosZv2Z2cos43.34 34.7 mm40mmF1F2F1YFa2Ysa2F2YFa1YSa10.750.250.751.670.69912014 31.18 0.85912021cos314.323.08齿形系数 YFa12.65b| =40mmb? =35mm0.6990.859106cos314.3YFa2 2.20115.4应力修正系数 Ysa1 1.58 Ysa2 1.76(6)弯曲疲劳极限应力及寿命系数F|im1 450MPa Fiim2 390MPaK FN1 K FN2 1z 23.08G115.4Yf312.65Yf322.20YSa11.

15、58YSa21.76F lim 1450 MPaF lim 2390MPaK fn1 1K FN 2 1设计及计算过程结果(7)弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1S=1, K F lim 1 F limlF1 1 450450MPaF1 450 MS1F2 390MPar K F lim 2 F lim 2F2 1 390390MPaS1(8)弯曲应力2 2.02 1.489104F 1 F1 F12.67 1.58 0.699 0.85934.7 43.34250.28MPa F1F 2 F 22.2 1.76F2 46.5 46.50MPa F22.65 1.58结论：强度足

16、够1.4.结构设计大齿轮为自由锻结构，小齿轮为齿轮轴共27页第11页设计及计算过程结果2低速级齿轮的设计及其计算2.1选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为 45钢，调质，硬度为 240HBS 大齿轮材料为 45钢，正火，硬度为 190HBS2） 精度等级选用 8-7-7级精度；3） 选小齿轮齿数 Zi = 21大齿轮齿数z2 z1 3.71 77.91 ，圆整取z2 = 78;Z2 78 3.72z1 213 72 3 71误差 3 mi go%3.714)初选=10 $ d=0.80.27% 4%在允许误差范围内2.2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，

17、所以通过低速级的数据进行 计算d1t 312KT1 (ZeZhZ Zh)齿轮计算公 式和有关数 据皆引自机械设计第76页第98页斜齿圆柱齿 轮主要参数：45号钢调质HB1=240HBSHB2=190HBSZ1 = 21Z2 = 78i 3.52=10$ d=0.8（6）载荷系数Ka 1.25估计圆周速度动载系数Kv=1.074m/s丫 0.84m/s1001.88 3.2( 1 1 )cosZ1 Z288 3.2(2174)COS101.66tan 1.0 21tan10 1.18Kv=1.07设计及计算过程结果1.66 1.18 2.84K 1.42齿间载荷分配系统 K1.42，齿向载荷分配

18、系数K1.08K 1.08贝U K KA Kv KK 1.25 1.07 1.421082.05K 2.05(7)查得区域系数 ZH2.45(8)重合度系数|1I 1Z !0.78Zh 2.45V 1.66(9)螺旋角系数 ZJ cos 0.992189.8 jMPaZ 0.78(10)弹性影响系数ZEZ 0.992(13)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim1 =Ze 189.QTMPa550MPa;大齿轮疲劳强度极限应力b Hiim2 =450MPa;b Hlim1 =(14)应力循环次数550MPab Hlim2 =N1 60m iLh 60 188 1 4 2 8 300

19、2.17108450MPaN, 2.17 108- N1 2.17 108 107N21 E OON2 5 83 1075.833.71KHN 1 1.08KHN 2 1 .18取疲劳寿命系数KHN1 1 .08 ; KHN2 1 .18(允许有点蚀)hJ 954 MPa(15)接触疲劳许用应力H2 531 MPa取失效概率为1%,安全系数S= 1，由式(10 12) 得 _ K HN 1 lim 11.08 550594 MPaH 1 S1r KhN2 lim 2H 2 1.18 450 Lcns531MPaS1共27页第13页设计及计算过程结果(16)计算分度圆直径d1ZE21 3d2(1

20、7)cosZ2“lncos齿宽圆整取63.64mm cos8.1178 3 236.36mmcos8.11dd1 0.8 63.64 50.9mmb2=51mm， b1 55 mm2.3齿根弯曲强度校核2KT1F1论沧丫丫 bd1 mnF1F2F1YFa2Ysa2 YFalYSalF2d1 63.64 mmd2b|=55mm6 =51mm0.70(1)重合度系数0.250.750.250.751.660.700.92(2)螺旋角系数1201.18 &111200.92当量齿数 Zv1Z13 cos_21_ cos3 8.1121.64Zv2Z23 cos78cos3 8.1180.39齿形系数

21、 YFa1 2.65YFa2 2.20应力修正系数 Ysa1 1 .58 Ysa2 1.76乙280.39YFa12.65丫Fa 22.20Ysa11.58YSa21.7621.64设计及计算过程(6)弯曲疲劳极限应力及寿命系数Fiim1 420MPa Fiim2 390MPaK FN1 K FN2 1(7)弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1K f iim 1 F lim 1 1 420F1 420MPaS 1F2 KFlim2 Flim2 1 390 390MPaS 1(8)弯曲应力2 2.05 7.149 104F1 2.65 1.58 0.70 0.8950.9 63.6

22、4 378.68MPa F1F2 78.68 2.20 1.76 72.76MPa F22.65 1.58结论：强度足够2.4结构设计大齿轮为自由锻结构，小齿轮为自由锻。F lim 1Flim 2420MPa390MPaS=1F1 420MPaF2 390MPaF 1 F1 F 2 F 2设计及计算过程五、轴的设计、初步计算轴径先按式102初步估算轴的最小直径。选取材料为 45钢、调制处理。输出轴与齿轮连接段，根据表10 2，取c 118，于是得|p J 1 33dm. C3 3 1 18 3 “ 35.06mmn3 50.67轴与齿轮连接，有一个键槽，轴径应增加 3%5%，于是得d 2 (1

23、 3%)dmin 36.11mm输出轴与联轴器连接段，根据表 10-2，取C=107 ,于是得dmin3 1.33 50.6731.79mm轴的计算和有关公式皆引自机械设计第137151 页轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加 3%5%，于是得d 6 (1 3%)dmin 32.75mmd 35mm以轴与齿轮连接段的最小轴径作为设计基准，尽量满足联轴器段的 最小轴径要求。所以取I Id 2 48mm d 6 35mm设计及计算过程、轴的结构设计1、输出轴的初步设计如下图（1）装配方案是：左端:大齿轮、挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从大齿轮向左 安装；右端:挡油板、右端轴承、调整垫片、端

24、盖、密封圈、联轴器依次从挡 油板向右安装。（2 ）轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值 要大些，可取（38）mm，否则可取（13）mm。（3）轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮 毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端 面与零件端面应留有距离 L ,以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作 用，一般可取L=（ 13）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离 13mm，靠近轴肩处的距离应大于等于 5mm。2、中间轴的初步设计如下图0/ r5 r匕C1(1)装配方案是：左端：小齿轮、挡油板、左端轴承、

25、调整垫片、端盖依次从小齿轮 向左安装；右端：大齿轮、挡油板、右端轴承、调整垫片、端盖依次从大齿轮 向右安装。(2)尺寸设计准则同输出轴。3、输入轴的初步设计如下图 (1)装配方案是：左端：挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从挡油板向左安装。 右端：挡油板、右端轴承、调整垫片、透盖、密封圈、联轴器依次 从挡油板向右安装；(2)尺寸设计准则同输出轴。三、输出轴的弯扭合成强度计算由输出轴轴承处轴的直径 d=45mm,查机械设计指导手册得到应使用轴承型号为 30209E, D=85mm , B=19mm。设计及计算过程1、计算齿轮受力：螺旋角： 8.11分度圆直径：d3 沁 21 3cos cos8.1163.64mmd4Z4mn78 38.11宀彳 63.64mmd4 225.89 mm2、4、coscos8.11236.36mm大齿轮受力：转矩：T2=70770Nmm圆周力:径向力:轴向力:计算轴承反力水平面：R1FtFrFa2T2d3Ft tancosFt tan2-70770 2224.07N63.642224.7 t