带式输送机一级减速器传动件设计.doc

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1、 目 录第一章、传动方案的拟定 1第二章、电动机的选择计算 3第三章、计算传动装置的运动和动力参 4第四章、传动件的设计计算 5第五章、V带传动设计 11第六章、滚动轴承的选择计算 13第七章、平键连接的选择及校核 14第八章、联轴器的选择及校核计算 15第九章、设计小结 16第十章、重要参考文献17第十一章、致谢 18 第一章、传动方案的拟定 1. 课程设计的题目： 设计一带式或链式输送机传动装置中的减速器，其参考传动方案如图1-1，原始数据见表1-2。 设计工作量： （1）一级齿轮减速器装配图纸一张（A1号图纸） （2）齿轮轴部件图一张（A2号图纸） （3）齿轮零件图一张（A3号图纸） （

2、4）带轮零件图一张（A3号图纸） （5）轴零件图一张（A3号图纸） （6）设计说明书1份。 图 1-1 表1-2设计参数： 名称数值输送带工作拉力F/KN6输送带工作速度V/(m/s)1.8卷筒直径D/mm400每日工作时间/h16使用年限/年8 方案的拟定： 设计机械系统的传动部分，一般是根据传动系统的总速比和工作要求进行传动方案的选择。而总速比又与电机的满载转速Nw有关，满载转速是电机型号确定之后才知道的，电动机型号又是根据电动机需输出的功率P和同步转速No确定的，而电动机需输出的来世功率P与工作机功率Pw和组成传动系统的各传动机构的效率有关，由此可知，传动方案的确定与电机机的选择相互制约

3、。在设计中，必须先确定其中一项内容，然后根据此项再确定另一项中内容。具体方法有以下两种： 第一种设计方案：先初步选择电动机型号，再确定传动方案。第一种设计方案：先确定传动方案，再选择电动机型号。此处我们选择 第一种设计方案：第二章、电动机的选择计算 工作电机所属的功率：Pw=FV=6.51.9=10.8kw 1. 传动效率： 0.960.970.9930.99=0.89 查表21 ：V带的效率=0.96, 一对圆柱齿轮传动（8级，稀油润滑）2=0.97 第一对轴承的效率，3=0.99 弹性联轴器：4=0.99 电动机所需工作功率为： PdP/12.35/0.8912.13kW,. 2.选取电机

4、额定功率： Pm=(11.3)Pd=(11.3)13.87=（13.8718.03）KW 由表21Y系列电动机参数，取电机功率： Pm=18.5KW 【文献1】 3 确定电机的转速： 卷筒轴的转速为 nw=1000601.8/(3.14400)=85.99r/min 经查表25按推荐的传动比合理范围： 表25 【文献1】 V带传动的传动比i124 一级圆柱齿轮减速器传动比i236电动机总传动比合理范围为i624电动机转速的可选范围为： ninw（624）85.99515.942063.76r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y180M4的三

5、相异步电动机，额定功率为15kw,转速1470 r/min方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速 传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y180M-418.51500147016.194.04 4 第三章、计算传动装置的运动和动力参数 1 总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传 动比为: n/nw1470/85.9917.1 2 分配传动装置传动比ii1i2 式中i1,i2分别为带传动和减速器的传动比。 V带传动比初步取i14.28 则减速器传动比为:i2i/i117.1/4.284 3 各轴转速: 11470/4.28343.46r/mi

6、n 2343.46/485.87r/min =85.87r/min 4各轴的功率： P318.50.960.9917.58kW PI3217.580.990.9716.88kW 滚筒轴=34=16.880.990.99=16.55kW (5)电动机轴转矩： =9550 =955018.5/1470=120.2 NM 9550/n I=955017.58/343.46= 514.40Nm 9550/nII=955016.88/85.87=1877.30Nm 9550/nII=955016.55/85.87=1840.60Nm 运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min电动

7、机轴18.5120.214701轴17.58514.40343.462轴16.881877.3085.873轴16.551840.6085.87第四章 .传动件的设计计算 4.1 轴的设计计算 II轴的计算: 1. 轴的计算： (1) 选择材料确定许用力： 因无特殊要求，选用45钢，调质，许用弯曲应力1=60MPa 根据轴上零件的安装和固定要求初步确定如图的装配方案：设计7 个轴段，l 结构设计： (2).初步确定个轴直径：见图33图33 轴径1：d1=C=115=66.7mm 表（122）【文献2】 考虑到有一个键槽加在3% d1=66.7(1+0.03)=67.4 取d1=70mm 轴径2

8、: 轴径2应满足卷筒的轴向固定要求 d2 =d1+2a=d1+2【（0.070.1）d1+（12）】=101.18108.4 因为 轴径2处有密封装置，应根据密封要求，取标准直径。 取d2=105mm 轴径3: 此轴是安装轴承处，应按轴承标准取值，为使轴承安装方便 应使d3d2， 初选轴承：按轴径3选深沟球轴承6020,轴承 B=24mm,d=100mm 表（104） 【文献1】 取 d3=110mm 轴径4: 此轴径应满足轴承的轴向固定， 应使d4d3， 取 d4=115mm 轴径5: 此轴径应需满足齿轮的安装定位要求，取 d5 =120mm 轴径6: 此轴安装齿轮，应按标准值，应使d6d3

9、， 取d7=115mm轴径8: 一般轴承成对使用，取：d8=d3=110mm ( 3 ).确定各段轴长度：见图33 轴径1对应的长度： L1=B-（23）mm=101-（23）=98mm 轴径2对应的长度： L2=m=70mm 初选轴承：按轴径3选深沟球轴承6020,轴承 B=24mm,d=100mm 表（104） 【文献1】 轴径3对应的长度：L3=B=24mm 轴径4：此长度确定齿轮与箱体的距离： 取L4=50mm 轴径5：取L5=5mm 轴径6对应的长度： 此轴长度应需满足齿轮的安装定位要求 L6=b2-3=133-3=130mm 轴径7：取L7=L4+L5=55mm 轴径8：L8=24

10、mm (4)强度计算： 从动齿轮转速：n2=85.87r/min 分度圆直径：d2=400mm 传递功率：P=P2=16.88KW 9550/n=955016.88/85.87=1877.30 Nm 圆周力：Ft=2T2/d2=21877.30/(40010-3)=9386.5N 轴向力：Fr=Fttan=9386.50.97=9104.9N 此处根据题目要求：FQ=0 力的简化：图33 齿轮的作用点简化至齿轮边缘中点C 卷筒的作用点简化至带轮边缘中点D (此处FQ忽略不计) 轴承的作用点简化至轴承边缘中点，分别为A点，B点。 计算支点距：见图33 l1=l2=L8/2+L7-B/2=(24/

11、2+55+156/2=133.5mm Lad=l1/2+l2+l3/2=131mm 绘制水平面弯矩图：见图33 Mcxz=RaxAC=14178132=1871496Nmm 绘制垂直面弯矩图： 见图33 轴的支承反力： 由两边对称知截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面的弯矩为： Mcyz=RbyBC=815.31133.5=108843.89Nmm Mayz=FqAD=1661.75131=217689Nmm 绘制合力弯矩图：见图33 Mc=(Mc12+Mc22)1/2=(18714962+108843.892)1/2=1874658.44Nmm Ma=Mayz=217689Nmm 绘制扭矩图：

12、见图33 T=1877.30Nmm Ta=0.61877.30=1126.38Nmm Ft=2T/d=21877.30/125=30036.8N Fr=Fttan=30036.8tan200=10813.24N Fq=1661.75N Rax=Rbx=Ft/2=15018.4N Ma=0 RbYAB-FqAD=0 RbY=815.31 Y=0 Fq+Fr+RbY-Ray=0 Ray=13290.3N 绘制当量弯矩图：见图33 转矩产生的扭矩剪应力按脉动循环变化，取=1，截面处的当 弯矩： Ma=(Mc2+（T）2)1/2=(872.882+（11877.30）2)1/2=2070.31Nm校核

13、危险面C的强度： =Ma/0.1d63=2070.31/0.10.113=15.55MPa1=60MPa （足要求）4.2 齿轮的设计计算 2、齿轮传动的设计计算（1）齿轮材料：小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 表（84） 【文献2】大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 210HBS 表（84） 【文献2】小齿轮的许用接触应力：H1=380+0.7250=555MPa 表（810） 【文献2】大齿轮的许用接触应力：H2=380+0.7200=520MPa 表（810） 【文献2】小齿轮的许用弯曲应力：F1=140+0.2280=196MPa 表（89） 【文献2】大齿轮的许用弯曲

14、应力：F2=140+0.2210=182MPa 表（89） 【文献2】（2）按接触疲劳强度设计中心距: 小齿轮转矩：T1=955014.261000/365=373.1103nmm 载荷系数： K=1.5 齿数比： u=i=4 齿宽系数： a=0.5 表（88） 【文献2】 许用接触应力:选H1和H2中的小值，H=520MPa ，代入设计公式： 中心距：a =48(u+1)(KT1/auH2)1/3 =48(4.5+1)(1.5514400/（0.54520520）)1/3 =298.32mm（3）配凑几何参数： 小齿轮齿数：Z1=25 大齿轮齿数：Z2=254=100模数： m=2a/Z1+

15、Z2=2298.32/125=4.77mm,取标准值：m=5 表（88） 【文献2】中心距：a =m（Z1+Z2)/2=5125/2=312.5mm,比强度计算值大，可以。工作齿宽：b=aa=0.5312.5=156.25mm小齿齿宽：b1=b=156.25mm大齿齿宽：b2=b1+8=164.25mm（4）按弯曲疲劳强度校核：（因齿轮表面硬度350HBS）小齿轮复合齿形系数：YFs1= 4.16 表（87） 【文献2】 大齿轮复合齿形系数：YFs2= 3.90 表（87） 【文献2】小齿弯曲疲劳强度校核： F1=2KT1YFs1/bz1m2 =21.54.16514400/(1252544)

16、 =64.20MPaF1大齿弯曲疲劳强度校核： F2=F1YFs1/YFs2 =64.204.16/3.90 =68.48F2（5）几何参数的设计： 小齿轮的分度圆直径：d1=mz1=525=125mm小齿轮齿顶圆的直径：da1=d1+2ha=d1+2m=125+10=135mm小齿轮齿根圆的直径：df1=d1-2hf1=d1-2.5m=125-12.5=112.5mm大齿轮的分度圆直径：d2=mz2=5100=500mm 大齿轮齿顶圆的直径：da2=d2+2ha=d2+2m=500+10=510mm大齿轮齿根圆的直径：df2=d2-2hf2=d2-2.5m=500-12.5=487.5mm校

17、核分度圆直径的取值是否与中心距相符：a =(d1+d2)/2=(125+500)/2=312.5mm (符合)（6）齿轮传动的精度等级：齿轮的圆周速度：V=d2n2/(601000)=3.1450085.87/60000=2.25m/s精度等级：选用8级 表（83） 【文献2】第五章、V带传动设计1、 确定设计功率PC 由得Ka=1.2 PC=KaPM=1.218.5=22.2KW2、 选择普通V带型号 根据PC=22.2KW,n0=1470r/min。由图8.13选B型V带。3、 由机械设计基础图8.13取dd1=180mm 确定带轮基准直径dd1、dd2。 dd2=idd1=720mm4、

18、 验证带速V V=dd1n1/601000=（1801470）/（601000）m/s=13.85m/s带速在525m/s范围内。5、 确定带的基准长度Ld和实际中心距a。 由式(8.14)得 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 0.7（180+720）a02(180+720) 630a01800 取a0=700 由式（8.15）得 Ld0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0 =2700+（900）/2+（540）2/（4700） =2813.4mm 由表8.4选取基准长度Ld=2800mm 由式（8.160得实际中心距a为 aa0+（La-L0）/2

19、 =700-6.7 =693.3mm693mm 中心距a的变动范围为 amin=a-0.015Ld =693-0.0152800 =651mm amax=a+0.03Ld=693+0.032800=777mm6、 验算包角1（11200） 1=1800-（dd2-dd1）/a600=13301200可行7、 确定V带根数Z 由式（8.18）得 ZPc/(P0+P0)KaKL 根据dd1=180mm，n1=1460r/min，查表8.9得，用内插法得 P0 =4.41KW由式（8.11）得功率增量P0为 根据传动比i=2-4，则 P0=0.48kw 由表8.4查得带长度修正系数KL=1.05，由

20、图8.11查得包角系数K=0.87,得普通V带根数Pc/(P0+P0)KaKL=22.2/（4.41+0.48）1.050.87=4.9710可行 圆整得5根8、 计算带轮的宽度B B=（Z-1）e+2f=（5-1）19+212.5=101mm（e、f查表7-9知e=19、f=12.5）9、计算带轮的压轴力 张紧力：F0=500PC/VZ(2.5/Ka-1)+1v2=50022.2/（13.855）（2.5/0.87-1）+0.1713.852=332.3510、 带轮压轴力：FQ=2ZF0sin1/2=25332.35sin133/2=1661.75第六章、滚动轴承的选择计算II轴上的轴承转

21、速： n2=85.87r/min 1.初选深沟球轴承6020： 基本额定动载荷： Cr=64.5KN 基本额定静载荷： C0=56.2KN, 表（102） 【文献1】2.轴承所受的轴向力：Fa=0 轴承所受的径向力：Fr=Fay=Fby=9104.9N Fs=0.63Fr Fs1=Fs2=0.689104.9=6191.33N 因为Fs1+Fa=Fs2，得： 轴承所受的轴向力：Fa=0 故取任意一端压紧，取1端压紧：FA1=Fs1=FA2=6191.33N3. 求系数X,Y FA1/Fr=0.679e=0.68, FA2/Fr=0.6798年第七章、平键连接的选择及校核II轴径:1键的计算：d

22、4=110mm， L6=130mm, T=1877.33Nm查册初选A型平键 B2816100 表（9-26）【文献1】b=28mm, h=16mm, l=B-13=88mm挤压强度校核：h=h/2=8mm p=2T/(d4hl) =21877.331000/(1108100) =42.67MPap=89MPa（ 符合要求）2.键的选用及计算： L1=120mm d1=90mm ，T=1840.60Nm 查册初选A型平键 B2514100 表（9-26）【文献1】 b=25mm, h=14mm, l=b-36=120mm 挤压强度校核：h=h/2=7mm p=2T/d4hl =21840.60

23、1000/1107100 =47.8MPap=89MPa（ 符合要求）第八章、联轴器的选择与校核计算因联轴器用于传递转矩，不需径向补偿，故采用凸缘联轴器。 计算转矩：T=1877.30Nm 载荷系数: Ka=1.5 表（11-1）【文献2】 联轴器型号：GYS9 表（12-1）【文献1】许用转矩：T=1877.30 NmT=6300Nm许用转速：n=85.87n=3600r/min 轴孔范围：8095包括90mm和95mm直径。第九章、设计小结 在这次毕业设计中使我和我的同学之间的关系更进了一步，同学之间相互帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的意见对我们更好的理解知识，所以在这里非常感

24、谢帮助过我的同学。 我的心情一言难尽，总之，不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，有知道如何入手，最后终于做完了有种如释重负的感觉，此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值，有的东西以为学会了，但真正用到的时候才发现是两回事，所以我认为只有真正会用的时候才是真学会的时候。 在此我要感谢我的指导老师对我的细心指导，感谢老师给我的帮助，在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教的方式，使自己学到了不少东西，也经历不少难关，但收获巨大，在整个设计过程中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了信心，相信今后对我的学习和工作会有非常

25、重要的影响，而且大大提高了我的动手能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不算太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次设计的最大的收获和财富，使我终身收益。第十章、重要参考文献 【1】 朱双霞、史新逸、李梁/主编 :哈尔滨工业大学出版社：机械机设计基础课程设计2009 年版 【2】 丁洪生/主编 : 机械工业出版社机设计基础.2000年版 第十一章、致 谢本课题在选题及研究过程中得到邢军老师的悉心指导。邢军老师多次询问研究进程，并为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励。邢军老师一丝不苟的作风，严谨求实的态度，踏踏实实的精神，不仅授我以文，而且

26、教我做人，虽历时四载，却给以终生受益无穷之道。对邢军老师的感激之情是无法用言语表达的。感谢邢军老师等对我的教育培养。他们细心指导我的学习，在此，我要向诸位老师深深地鞠上一躬。感谢我的同学四年来对我学习、生活的关心和帮助。感谢我的爸爸妈妈，养育之恩，无以回报，你们永远健康是我最大的心愿。经过这次毕业设计，使我掌握到了针对设计任务，进行课题调研、收集、查阅、查找科技文献、情报资料，融会贯通所学过的知识和技能，充分做到理论与实践相结合。推出能够解决问题的方案与办法并进行运行操作与实施的工程设计方法，但是由于时间的问题和自己能力限制，在设计中难免有一些错误和漏洞，不足之处希望老师能指教，还请多多包涵。