带式输送机传动装置专业课程设计.doc

带式输送机传动装置专业课程设计 传动装置的运动简图及方案分析 运动简图输送带工作拉力 6.5输送带工作速度 () 0.85滚筒直径 350 方案分析该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 电动机的类型和结构形式 电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。 确定电动机的转速 由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般机械设计中，优先选用同步转速为1500或1000的电动机。这里选择1500的电动机。 确定电动机的功率和型号 由原始数据表中的数据得P= 式中，为传动装置的总效率 式子中分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。 带传动效率 一对轴承效率 齿轮传动效率 联轴器传动效率 滚筒的效率 总效率 取查表.186得 选择Y132M4型电动机 电动机技术数据如下：额定功率：满载转速: 额定转矩：最大转矩：运输带转速电动机满载速率，工作机所需转速总传动比为各级传动比的连乘积，即总传动比初选带轮的传动比，减速器传动比，所以求的高速级传动比=4，低速级齿轮传动比= 传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为1,2,3轴。 传动装置参数见表12表12 传动装置的运动参数和动力参数轴号转速（r/min）输入功率(kW)输入转矩(N·m)15766.25103.6221446.06401.90346.55.88127.61 由表888查的工作情况系数，故 根据，由2图811选用A型。由2表87和表89，取小带轮的基 。按2式（813）验算带的速度 因为，故带速合适。由2式（815a）,计算大带轮的基准直径 根据2表88，圆整为。 2式（820） 初定中心距为。 2式（822）计算所需基准长度 由2表82选带轮基准长度。2式（823）计算实际中心距。 中心距的变化范围为。 由和，查2表84得 根据，和A型带查2表85得 查的2表86得，表82得，于是 取6根 由表2表83得A型带单位长度质量，所以 应使带的实际初拉力 压轴力最小值大小带轮材料都选用HT200小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照2表810图814确定。大带轮结构简图如图21图21（一）高速级齿轮传动，材料及齿数 ，速度不高，参考表10-6，故选用7级精度。 。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。，大齿轮齿数 初选螺旋角=14° 按2式（1024）试算，即（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 2）小齿轮的传递转矩由前面算得 3）由2表107选取齿宽系数 4）由2表105差得材料的弹性影响系数。 5）由2图1025d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 6）由式21013计算应力循环次数 7）由2图1023取接触疲劳强度寿命系数， 8）计算接触疲劳许用应力 9）由2图选取区域系数10）由2图1026查的， 则11）许用接触应力 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 2）计算圆周速度 3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，由2图108查的动载系数；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式（1010a）得 7）计算模数由1式（1017）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从1图1028查的螺旋角影响系数3）计算当量齿数 4）查齿形系数 由1表105查得； 5）查取应力校正系数 由1表105查得； 6）由1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 7）由1图1018取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=，由式1(1012)得 9）计算大小齿轮的 大齿轮数值大。（2）设计计算由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。取，则将中心距圆整为140mm。 因值改变不大故参数不必修正。 圆整后取（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按1图1039荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图22图22（二）低速级齿轮传动，材料及齿数 ，速度不高，故选用7级精度。 。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 ，大齿轮齿数 初选螺旋角=12° 按1式（1021）试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮的传递转矩由前面算得3）由1表107选取齿宽系数4）由1表106差得材料的弹性影响系数。5）由1图1021d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由式11013计算应力循环次数7）由1图1019取接触疲劳强度寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力 9） 由1图选取区域系数10）由端面重合度近似公式算得11）许用接触应力 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度 3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，由1图108查的动载系数；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式（1010a）得7）计算模数 由1式（1017）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从1图1028查的螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查齿形系数由1表105查得；5）查取应力校正系数 由1表105查得；6）由1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 7）由1图1018取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=，由式1(1012)得 9）计算大小齿轮的大齿轮数值大。（2）设计计算由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。取，则 取整将中心距圆整为173mm。 因值改变不大故参数不必修正。 圆整后取 1表21齿轮模数齿数Z压力角螺旋角分度圆直径齿顶圆直径齿底圆直径高速级小齿轮22720°15.3°566051高速级大齿轮210820°15.3°224228219低速级小齿轮2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速级大齿轮2.510220°12.7°261.42266.42255.17续表21齿轮旋向齿宽B轮毂L材质 热处理结构形式硬度高速级小齿轮右616140Cr调质实体式280HBS高速级大齿轮左566545钢调质腹板式240HBS低速级小齿轮左909040Cr调质实体式280HBS低速级大齿轮右859245钢调质腹板式240HBS第轴设计III轴的最小轴径，转速，转矩由前面算得：，低速级大齿轮的分度圆直径先按1式（152）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1表153，取,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联轴器的型号。查1表141，考虑到转矩变化小，故取。则联轴器的计算转矩。查GB/T50141985，选用HL5弹性柱销联轴器，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。III轴的结构设计2位置直径（mm）理由60由前面算得半联轴器的孔径70为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， ，故取。75根据选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315其尺寸为。故。 87左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由2上差得30315型轴承的定位轴肩高度，因此取。89齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径，齿轮处直径见段理由。77取安装齿轮处的轴段直径。75见段理由。表223位置长度（mm）理由105为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比略短些，取。50轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离,故取。40为联轴器长度，故 9712轴环处轴肩高度，轴环宽度，取88已知齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取68取齿轮距箱体内壁距离为，第II轴上大齿轮距第III轴上大齿轮。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。滚动轴承宽度。第II轴上大齿轮轮毂长。则 表23III轴的结构简图如图23图23第（II）轴设计（II）轴的最小直径（II）轴上输入功率，转速，转矩由前面算得，已知第（II）轴上大齿轮分度圆直 小齿轮上分度圆直径为根据最小直径查2GB/T2971994选取30309。轴承的规格为（II）轴的结构设计4位置直径（mm）理由45根据轴承的尺寸 50根据取小齿轮安装处直径。58小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度，取故，则轴环处直径。 50取大齿轮安装处直径。45理由同段。 表24为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。轴环处轴肩高度，轴环宽度。轴环处长度取其它轴的尺寸，根据第III轴算出的尺寸进行确定。（II）轴的强度校核4图24由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的，的值列于下表25载荷水平面垂直面支反力 弯矩 总弯矩扭矩表25进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮）中心线截面的强度。根据1式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表1151查得。因此，。故安全。从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面II，III，IV，V处应力集中的影响接近，但截面III，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。1）截面II左侧截面左侧的弯矩为 截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由1表151查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表32查取。因，经插值可查得 又由1附图31可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数按1式（附表34）为 由1附图32尺寸系数，又由附图33的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由1附图34得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，及，按1式（32）及式（312a）得综合系数为 由1§31及§32得碳的特性系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值，按1式（156）（158）则得故可知其安全。2）截面II右侧抗弯截面系数按1表154中的公式计算弯矩及弯曲应力为 扭矩及扭转应力为过盈配合处的，由1附表38用插值法求出，并取于是得 轴按磨削加工由1附图34得表面质量系数为故得综合系数所以轴在截面右侧安全系数为故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。第（I）轴设计 初算第（I）轴的最小直径1式（152）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据1表153，取。根据最小直径选取30307轴承，尺寸为（I）轴的结构设计根据轴（I）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即IIIII段长度为50mm。再根据轴（III），（II）数据，及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。轴的结构简图如图25图25根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表26轴承（GB/T2971994）键（GB/T10962003）联轴器（GB/T50141985）轴I30307（带轮）(小齿轮)轴II30309(小齿轮)(大齿轮）轴III30315(联轴器）(大齿轮)HL5表26 箱体主要结构尺寸的确定减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如表31名称符号齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘壁厚12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地角螺栓直径18地角螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径14连接螺栓的间距150轴承端盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径8至外箱壁距离24/20/16至凸缘边缘距离22/14轴承旁凸台半径18凸台高度低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离46铸造过度尺寸x,yx=5 y=25大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离>8箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径201轴承旁连接螺栓距离s201盖与座连接螺栓直径10箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于3050mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。 减速器附件的确定视孔盖：由3表114得，由是双级减速器和中心距，可确定视孔盖得结构尺寸。透气孔：由3表115得，选用型号为的通气塞液位计：由3表710得，选用型号的杆式油标排油口：油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚2。取螺塞直径为16mm.起盖螺钉：起盖螺钉数量为2，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm定位销：由表31的定位销直径为8mm吊环：由3表113得，吊耳环在箱盖上铸出。根据表31中确定的尺寸可以确定吊耳环的尺寸。 密封及其它因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm）,1/6齿轮。轴承采用润滑油进行润滑，润滑油直接采用减速器油池内的润滑油通过输油沟进行润滑。为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。端盖直径见表31。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。（1）装配图图纸选用A1的图纸，按1：2的比例画。（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机内不许有任何杂物存在，内壁图上不被机油侵蚀的涂料两次。（3），铅丝不得大于最小侧隙的四倍。（4）用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%，按齿长接触斑点不小于50%，必要时间可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。（5）应调整轴承轴向间隙， .检查减速器剖封面，各接触面积密封处，均不许漏油，剖封面允许涂密封油漆或水玻璃，不许使用任何填料。（6）机内装N68润滑油至规定高度（7）表面涂灰色油漆。 大学以来学了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，机械制造，机械制图，还真不知道它们有什么用，我能将它们用在什么地方。通过这次课程设计，我发现以前学的理论基础课程还不是很牢固，没有真正联系实际。自己设计的数据和实践有很大差距，有的不符合机械设计指导书上的要求，还有就是知识的遗忘性大，不会将所学的知识融会贯通等等。通过这次设计我发现搞机械设计这一行需要自己有丰富的经验和牢固的基础理论知识。这次设计过程中好多内容是参考书上的，很多数据的选取都是借鉴书上的数据，还有很多数据是自己选的不知道何不合理，好多设计的关键地方都是在老师的指导下完成的。毫无疑问，我们的设计的内容有好多错误的地方。我们设计的减速器也很难经的起实践的考验。不过，这次设计毕竟是自己第一次将所学的知识联系到实践中，有很多设计不合理的地方那是必然的。通过这次设计我了解了一些设计的步骤和准则。我们不能违反这些准则否则我们的设计将会出错。这次设计也培养了我一些良好的习惯比如，设计时要专门准备好草稿纸，在稿纸上一步一步将自己的设计内容写清楚等。搞机械这一行需要有严谨的作风，我这次设计过程中始终记住了这一点。设计过程中有好多数据有错误或则不合理，但不是很严重，好多同学都忽略了。这次我没有像以前那样忽略这些小的细节。在这次设计过程中我还发现我有些应用软件如cad,solidworks等使用起来不是很熟练，机械手册查起来不熟练等问题，接下来在这些方面我还要进一步的加强。总之，这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力。 参考文献参考文献1濮良贵、：高等教育出版社，2席伟光、杨光、：高等教育出版社，2003.3吴宗择、：高等教育出版社，2006.