带式运输机的传动装置的设计.doc

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1、目录1.设计任务42.传动方案分析43.原动件的选择与传动比分配53.1选择电动机的类型53.2选择电动机的容量53.3选择电动机的转速63.4传动比的计算与分配74.各轴动力及动力参数的计算85.传动零件的设计与计算9 5.1 1轴和2轴啮合齿轮设计计算8 5.2 2轴和3轴啮合齿轮设计计算136 .减速器轴及轴承装置联轴器、键的设计计算17 6.1 1轴及轴上联轴器、轴承、键的设计计算17 6.2 2轴及轴上轴承、键的设计计算21 6.3 3轴及轴上轴承、键的设计计算257、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定298.减速器附件选择与设计309.设计总结及参考资料3131一、设计任务带

2、式输送机传动系统设计（P7）要求传动系统中含二级传动齿轮1电动机；2联轴器；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送设计任务如图所示，为用于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器。运输机两班制连续工作，工作时有轻度震动。每年按300天计算，轴承受命为齿轮寿命的三分之一以上。设计的主要技术参数：运输带工作拉力（F/N）：3000N输送速度 V(m/s)：1.2/s滚筒直径D：(mm)：300mm工作条件：二班制，使用年限8年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差5%.2、传动方案分析初步在课程设计书上给我们给定了如图2-1所示的六种方案：首先从总体上考虑一下方案，首先去掉涡轮蜗

3、杆的传动方案，传动效率太低，传动比太大，然后看方案d，其中有根齿轮轴从传动带下面通过，这样对于操作来说就不怎么安全，并且采取两级传动，把两级变速机构分开放置，一个开始一个闭式，不仅占用空间大，而且大大降低了齿轮的使用寿命，也不便于操作。大体上一看仅剩下a、b、c、e三种方案可供选择，由于分组的原因，我就选用方案e来进行分析。3、原动件的选择与传动比的分配3.1 选择电动机的类型按照工作要求和条件选用一般用途的Y系列三相异步电动机。电压为220V3.2选择电动机的容量 工作机所需功率按以下公式计算,输送带的最大有效拉力F(N)=3000N、输送带工作速度V=1.2m/s、带式输送机滚筒直径D=3

4、00mm= =3.6kw运输机滚筒效率=0.96刚性联轴器效率=0.99滚动轴承效率=0.98闭式圆柱齿轮传动=0.97传动系统的总效率=电动机所需功率=4.2kw3.3选择电动机的转速 根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为 r/min初步选择同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由机械设计课程设计P100表12-1可知，对应于额定功率为4kw的电动机型号分别为Y132S-4型和Y132M2-6型。通过对两种方案的比较可以看出：选择Y132S-4型号电动机转速高，磁极少，质量轻，价格低，更为合理表2-1 电动机的数据 方案电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min)

5、满载转速/(r/min)1Y132S-4 5.5150014403.4传动比的计算与分配带式传送机传动系统的总传动比为由传动系统方案可知 由计算可知两级圆柱齿轮减速器的总传动比=为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，应使两齿轮直径相近，取高速级传动比=4.755低级传动比为4.各轴动力与运动参数的计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下0轴（电动机轴）： 1轴（减速器高速轴）：从0轴到1轴，只经过联轴器传动2轴（减速器中间轴）：从1轴到2轴，经过一对轴承和一对齿轮啮合传动3轴（减速器低速轴)：从2轴到3轴，经过了一对轴承和一对齿轮啮合传动4轴（输送机滚筒）：从3轴到4轴，只经过了联轴器、

6、轴承和滚筒 5、传动零件的设计与计算5.1 1轴和2轴啮合齿轮设计与计算1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2）按传动方案，高速轴应选用斜齿圆柱齿轮。3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。4）材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为260HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBS，两者材料硬度差为30HBS。5）选择小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数=u=3.224=77。2、确定材料许用接触应力1）确定接触疲劳极限，由机械设计图7-18（a)查MQ线得 2）确定寿命系数 小齿轮循环次数 9 大齿轮循环次数9 由机械设计图7-19查的。 3）确定尺寸系数由

7、机械设计图7-20得ZX1=ZX2=1 4）确定安全系数由机械设计图7-8得SH=1.05 5）计算许用接触力H 3、 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计确定上式中的各计算值如下：1） 初定螺旋角。并试选载荷系数Kt=1.3。2） 计算小齿轮所传递的转矩 3) 确定齿宽系数，由机械设计表7-6选取齿宽系数。4) 确定材料弹性影响系数，由机械设计表7-5查的。5) 确定节点区域系数ZH，由机械设计图7-14得。6) 确定重合度系数。端面重合度轴面重合度因，所以得重合度系数。7） 确定螺旋角系数。8） 试算小齿轮直径 4、 确定实际载荷系数与修正所计算的分度圆直径1） 确定使用系数，按电动机驱动

8、由机械设计表7-2可得2） 确定动载荷系数计算圆周速度故前面选择7级精度合理，由齿轮速度与精度查机械设计图7-7得。3） 确定齿间载荷分布系数齿宽初定 计算单位宽度载荷值查机械设计表7-3取4) 确定齿向载荷分布系数，由机械设计表7-4可得5) 计算载荷系数6) 按实际载荷系数修正所计算的分度圆直径7） 计算模数5、 齿根弯曲疲劳强度计算确定上式中各计算数值如下1） 由机械设计图7-21（a）取。2） 由机械设计图7-22查的弯曲疲劳寿命系数3） 由机械设计表7-8查的弯曲疲劳安全系数4） 由机械设计图7-23得尺寸系数5） 许用弯曲应力6） 确定计算载荷K初定齿高查机械设计图7-11得7）

9、确定齿形系数当量齿数为由机械设计图7-16查得8) 由机械设计图7-17查得应力校正系数9) 计算大小齿轮的值大齿轮的数值大一些10） 求重合度系数端面压力角基圆螺旋角的余弦值为当量齿轮端面重合度11） 由机械设计图7-25得螺旋角影响系数12） 将上述各值带入公式计算得由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的数值按照国标圆整为2 。并根据接触强度计算的分度圆直径d1=88.8mm,协调相关参数与尺寸为这样设计出来的齿轮能在保证弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑。减少浪费，且重合度增加，传动平稳。6、 齿轮几何尺寸计算1） 中心距把中心距圆整成190mm2） 修正螺旋

10、角螺旋角变化不大，所以相关系数不必修正3） 分度圆直径4)确定齿宽4) 分度圆直径5.2 2轴和3轴啮合齿轮设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3) 材料选择。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭面软齿面传动。查机械设计表7-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为260HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBS，两者材料硬度差为30HBS。4) 选择小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数=uz1=324=722、确定材料的许用接触应力1）确定接触疲劳极限由机械设计图7-18（a）查M

11、Q线得2）确定寿命系数ZN小齿轮循环次数大齿轮循环次数由机械设计图7-19查得到3） 确定尺寸系数Zx，由机械设计图7-20查得4） 确定安全系数,由机械设计表7-8取。5） 计算许用接触应力3、 根据设计准则，按照齿面接触疲劳强度设计确定上式中各计算数值如下1） 试选载荷系数521022） 计算小齿轮传递的转矩3) 确定齿宽系数，由机械设计表7-6 取0.64) 确定材料弹性影响系数，由机械设计表7-5查得5) 确定节点区域系数，由机械设计图7-14查得。6) 确定重合度系数7） 计算所需小齿轮直径4、 确定实际载荷系数和修正所计算的分度圆直径1） 确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查机

12、械设计表7-2取。2） 确定动载系数计算圆周速度故选择7级精度合理。根据齿轮的速度和精度查机械设计图7-7得3） 确定齿间载荷分布系数齿宽初定由机械设计表7-3查得4） 确定齿向载荷分布，由机械设计表7-4计算得出5） 计算载荷分布系数6） 根据实际载荷分布系数修正分度圆直径7） 计算模数5、 齿根弯曲疲劳强度计算1） 由机械设计图7-21查得2） 由机械设计图7-22查的弯曲疲劳寿命系数3） 由机械设计表7-8查的弯曲疲劳安全系数4） 由机械设计图7-23得尺寸系数5） 许用弯曲应力6） 确定计算载荷初步确定由机械设计图7-117） 确定齿形系数，由机械设计图7-16查得8） 确定应力校正系

13、数，由机械设计图7-17查得9） 计算大小齿轮大齿轮的数值大一些，代入公式计算10) 计算重合度系数11） 把以上数值带入计算得根据国际圆整m=3。再按照接触强度计算的分度圆直径，协调各相关尺寸与参数6、 齿轮其他主要尺寸分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径中心距齿宽6、 减速器轴及轴承装置、联轴器、键的设计计算6.1 1轴（减速器高速轴）及轴上联轴器、轴承、键的设计计算1） 已知P1=4.08kw，n1=1440r/min,T1=27.05N.M2） 求作用在齿轮上的力高速级小齿轮直径d1=90.722mm而3） 根据轴的扭转变形强度条件，初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。 由

14、机械设计表12-3确定 高速轴 A01=126.中间轴 A02=120，低速轴 A03=112所以因轴与联轴器通过一个键联接，所以轴径要增大5%7%，取为17mm；它应是安装联轴器处的轴直径，至此可以选择联轴器型号。查机械设计表11-1取K=1.5，联轴器的最大许用转矩查标准GB/T 5014-2003选用HL1型弹性柱销联轴器，它的公称转矩，许用转速7100r/min，选孔径18mm，半联轴器长度L42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L130mm。3） 拟定轴上零件的装配方案。4） 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度考虑半联轴器的轴向定位要求，为满足半联轴器的轴向定位要求，轴OA段右端需

15、制出一轴肩，故AB段的直径20mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D17mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故OA段比L1略短一些，取38mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受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20mm，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为故；而18.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。30305型轴承的定位轴肩的直径安装齿轮处的轴DE段直径应稍大于30mm，取为354） 轴承端盖的总宽度取为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加

16、润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离，故。5）取齿轮距箱体内壁之距离，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离为C=20mm,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，已知滚动轴承宽度，齿轮的宽度为，箱体内壁宽为,则，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按表61查得平键截面mm，键槽用键槽铣刀加工，长L为20mm，键的材料选用钢。半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见高速轴零

17、件图。5 求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30304型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图相关力计算如下：1）轴力产生的对轴的弯矩2）轴承1对轴的作用力。3） 轴承2对轴的作用力。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮DE段截面是轴的危险截面。现将该截面的载荷情况列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M总弯矩扭矩T6 按弯扭合成应力校核轴的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴

18、的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。，因此安全。7 键的强度校核普通平键连接，连接键校核：，因为键的材料为钢，而且载荷稳定，所以安全。6.2 2轴及轴上轴承、键的设计计算1 轴2的功率，转速和转矩前面已经计算出，2 作用在齿轮2上的力低速级的小齿轮1的分度圆直径为而圆周力径向力齿轮2与轴1的齿轮啮合，因此齿轮2上的作用力与轴1的作用力是一对作用力和反作用力，因此轴力对轴的弯矩3 初步确定轴2的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取，得，这是轴的最小直径，因轴与齿轮通过一个键联接，所以与小齿轮联接处的最小轴径要增大5%7%，而与大齿轮联接处

19、的最小轴径要增大3%。则取d=16mm，它应该是与轴承配合处的直径。4 轴2的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用下图的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴2装有两个齿轮（反向安装以减小对轴承的轴向力），通过前面的计算可知，它受到大齿轮施加的轴向力，轴承同时受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选定最小直径D=16MM，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30303，其尺寸为,故。两端的轴承都采用套筒定位。又知左端齿轮轮毂的宽度为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，同

20、理，右端装齿轮的段取为 。 30303型轴承的定位轴肩高度h3mm，因此取dcD=20mm。 2）取齿轮距箱体内壁之距离，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，已知滚动轴承宽度，3）两齿轮间隔取为 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。两齿轮与轴的周向定位由平键保证，因为左右齿轮的配合轴的直径一样，根据轴的直径为20mm，但因轴段长度不同，查标准后，初选左端的键为，右端的键为，键的材料都选钢。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径参考课本表152

21、。5 求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30306型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距可知。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。相关力的计算如下：1）轴承1对轴的作用力。2）轴承2对轴的作用力。求得图中，从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出AB段截面是轴的危险截面。现将该段的最大载荷情况列于下表：表7 轴2危险截面载荷情况载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的

22、计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。7 连接键的强度校核普通平键连接，左端齿轮连接键校核：，因为键的材料为钢，而且载荷稳定，所以安全。右端齿轮连接键校核：，也安全6.3 3轴及轴上轴承、键的设计计算1 轴3的功率，转速和转矩前面已经计算出2 作用在齿轮4上的力齿轮4与轴2的齿轮3啮合，因此齿轮4上的作用力与轴2的作用力是一对作用力和反作用力，因此而圆周力径向力轴力对轴的弯矩3 初步确定轴3的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取，得根据表153，取，得这是轴的最小直径，因轴与齿轮通过一个键联接，所以与小齿轮联接处的最小轴

23、径要增大5%7%。则取d=25mm，它应该是与轴承配合处的直径。4 轴3的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用下图的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1）考虑半联轴器的轴向定位要求，为满足半联轴器的轴向定位要求，轴OA段右端需制出一轴肩，故AB段的直径27mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D15mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故OA段比L1略短一些，取38mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受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27mm，初步选取0基本游隙组

24、，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为故；而20.75mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。30305型轴承的定位轴肩的直径安装齿轮处的轴DE段直径应稍大于30mm，取为355） 轴承端盖的总宽度取为20mm，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的距离，故。5）取齿轮距箱体内壁之距离，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离为C=20mm,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，已知滚动轴承宽度，齿轮的宽度为，箱体内壁宽为,则，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接

25、。按表61查得平键截面mm，键槽用键槽铣刀加工，长L为20mm，键的材料选用钢。半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见高速轴零件图。5 求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30305型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图相关力计算如下：1） 轴力产生的对轴的弯矩 2）轴承1对轴的作用力。4） 轴承2对轴的作用力。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮

26、DE段截面是轴的危险截面。现将该截面的载荷情况列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M总弯矩扭矩T6 按弯扭合成应力校核轴的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。，因此安全。7 键的强度校核普通平键连接，连接键校核：，因为键的材料为钢，而且载荷稳定，所以安全 7、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑

27、剂2号 2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN2润滑脂 8、减速器箱体及附件的设计10.1减速器箱体的设计减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表所示。 101 铸铁减速器箱体结构尺寸 单位：mm名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值箱座（体）壁厚考0.025138+3=6.4588虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.88=6.488箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、 、 b 1.5；1.51；2.512、12、20箱座、箱座上的肋厚m、m1m0

28、.85m10.851m=8m1=8轴承旁凸台的高度和半径hR1h由结构要求确定（见图5-30 2），R1=c2（c2见本表）h=35c2=12轴承盖的外径D2D+（55.5）d3 （d3见本表）130、108、98地脚螺钉直径与数目dfna1+a2=254；350df16n6通孔直径20沉头座直径D045底座凸缘尺寸c1min25c2min23连接螺栓轴承旁连接螺栓直径d10.75df12箱座、箱盖连接螺栓直径d2（0.50.6）df；螺栓的间距：l=1502008连接螺栓直径d8通孔直径d9沉头座直径D18凸缘尺寸c1min15凸缘尺寸c2min12定位销直径d（0.70.8）d26轴承盖螺

29、钉直径d3（0.40.5）df8视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df6吊环螺钉直径d5按减速器重量确定（见表8-49 2）M8箱体外壁至轴承座端面的距离l1c1+c2+（58）35大齿轮顶圆与箱体内壁距离11.210齿轮端面与箱体内壁距离289、 设计小结 课程设计真的有点累过程非常艰难，我翻阅了大量的机械手册资料，不断地查表找数据，进行大量的计算。之前没想过类似于输送机这样的机械设备的设计有多么难，直到开始设计了才知道机械设计要考虑的因素很多，要考虑材料用量、强度大小、刚度大小等等因素，从而进行种种校核，验算是否达到要求然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这短时间的设计过程，一种少

30、有的成功喜悦即刻使倦意顿消虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有几次因为不小心计算出错，只能毫不情意地重来但一想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，要养成一种高度负责，认真对待的良好习惯这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练 短短两周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用想到这里，我真的心急了，这样我决定以后要拓展我在专业知识的视野，并且学习与之有关的知识以及熟练操作各种相关软件。 备注：文献1.银金光，刘扬.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2.银金光，刘杨.机械设计课程设计M.北京：北京交通大学出版社，2011.