带式输送机的传动装置设计毕业论文.doc

江苏农林职业技术学院 毕 业 设 计（论 文）SNL/QR7.5.4-3 带式输送机的传动装置设计专 业 07机电一体化 学生姓名 宋 立 奎 班 级 （1）班 学 号 0705101129 指导教师 杨 世 强 完成日期 2009.12 成绩评议学号0705101129姓名宋立奎 题目 带式输送机的传动装置设计 指导教师建议成绩： 评阅教师建议成绩： 答辩小组建议成绩： 院答辩委员会评阅意见及评定成绩：答辩委员会主任签字（盖章）： 年 月 日毕业设计（论文）任务书姓名宋立奎学号0705101129班级07机电一体化技术一班题目带式输送机传动装置设计设计(论文)主要内容1传动方案的分析与拟定2电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算3 V带传动4 一级圆柱齿轮传动5 轴的设计及校核6 键连接和联轴器的选择与校核7 润滑设计8 箱体、机架及附件的设计9 装配图和零件图的设计与绘制10设计计算说明书的编写11 绘制轴系部件结构图重点研究问题应力、强度计算主要技术指标输送带拉力F(N)、输送带速度v（m/s）、滚动直径D（mm）其它要说明的问题指导老师意见 指导教师签字： 年 月 日指导教师意见 对论文的简短评价：1.指出论文存在的问题及错误2.对创造性工作评价3.建议成绩 优 良 中 及格 不及格 指导教师签字 年 月 日评阅教师意见 对论文的简短评价：1.指出论文存在的问题及错误2.对创造性工作评价3.建议成绩 优 良 中 及格 不及格 评阅教师签字 年 月 日答辩小组评议意见学号0705101129姓名 宋立奎 题目 带式输送机的传动装置 答辩小组意见： 1、对论文的评价2.建议成绩等级 优 良 中 及格 不及格3.需要说明的问题 答辩小组长签字 年 月 日目 录第一章 传动装置总体设计1.确定传动方式.22.电机选择.23.确定总传动比分配各级传动比.34.传动装置运动.35.列表.4第二章 V带传动设计1.确定设计功率.52.选择普通V带型号.53.确定带轮基准直径.54.验算带速 v.55.确定基准长度Ld和实际中心.56.校验小带轮 a1.57.确定V带根数z.58.求出拉力F0及带轮的压力FQ.69.带轮结构设计.610.设计结果.6第三章 直齿圆柱齿轮传动设计1.选择齿轮材料及确定设计准则.72.按齿面接触疲劳强度设计.73.校核齿轮弯曲疲劳强度.74.计算齿轮圆周速度.85.计算齿轮主要尺寸.86.齿轮结构设计.9第四章 减速器输出轴及轴系部件设计1.选择材料确定许用应力.102.按扭转强度估算最小直径.103.齿轮作用力计算Ft ,Fr，Fn.104.轴的结构设计.105.轴上零件定位和固定.116.轴各段长度确定.117.轴的公差配合.11第五章 轴的弯扭合成强度校核1.作受力图求支反力.122.计算合成弯矩.123.计算转矩.124.计算危险截面当量弯矩.125.校核.13第一章 传动装置总体设计计算项目计算内容，依据及计算过程计算结果1.确定传动方式适用企业车间及矿山井巷功率不大结构简单成本不高制造方便并有过载保护功能2.电动机选择2.1确定类型2.2确定电动机功率P02.3 确定电机转速n02.3.1卷筒转速nwY系列自扇冷式笼型异步电动机由公式P0=PW/总，计算式中PW=F·v由表1可得F=4.2×103(N),v=2.05(m/s),带入式中PW=4.2×103×2.05=8.61×103（W）总=1·2·3·4.由表2可得1(V带传动)=0.96 2(一级齿轮传动)=0.983(联轴器)=0.994(卷筒)=0.96将上述数值代入式中得总=0.96×0.98×0.99×0.96=0.89将PW、总带入设计公式得P0=PW/总=9.67×103（W）nw=v·60·100/(·D)查表1得v=2.05(m/s) D=230(mm)计算得nw=170.32(r/min)F=4.2×103(N),v=2.05(m/s)PW=8.61×103(W)1=0.962=0.983=0.994=0.96总=0.89P0=9.67×103(W)v=2.05(m/s)D=230(mm)nw=170.31(r/min)计算项目计算内容、计算依据及计算过程计算结果2.3.2 传动比2.4 确定电机型号V带传动比 24，齿轮传动比 35总传动比620求得n0=6nw20nw=1021.863406.20（r/min）根据P0查常用异步电动机表选Y系列4级n0=1021.863406.20(r/min)Y系列三项异步电动机Y160M-4n0=1460(r/min）3 确定总传动比，分配各级传动比3.1 总传动比i3.2 分配各级传动比V带传动比应小于齿轮传动比公式 i=n0/nw=1460/170.31=8.57选 iv=2.22，则i齿=i/iv=8.75/2.22=3.86i=8.57iv=2.22，i齿=3.864 传动装置运动和动力参数计算4.1各轴功率4.2 各轴转速4.3 各轴转矩以电机到工作机顺序电机轴 P0=11(KW)输入轴 P1=P0·1=10.56(KW)输出轴 P2=P1·2=10.35(KW)卷筒轴 P3=P2·3=10.25(KW)电机轴 n0=1460(r/min)输入轴 n1=n0/iv=657.66(r/min)输出轴 n2=n1/n齿=170.38(r/min)卷筒轴 n3=n2=170.38(r/min)电机轴 T0=9.55×103·P0/n0=0.72×105(N·mm)输入轴T1=9.55×103·P1/n1=1.53×105(N·mm)输出轴 T2=9.55×103·P2/n2=5.8×105(N·mm)卷筒轴T3=9.55×103 ·P3/n3=5.75×105(N·mm) P1=10.56(KW)P2=10.35(KW)P3=10.25(KW)n1=657.66(r/min)n2=170.38(r/min)n3=170.38(r/min)T0=0.72×105(N·mm)T1=1.53×105(N·mm)T2=5.8×105(N·mm)T3=5.75×105(N·mm)计算项目计算内容、计算依据及计算过程计算结果5 列表 轴名参数电机轴轴轴轴转速n(r/min)1460657.66170.38170.38输入功率P/(KW)119.349.068.61输入转矩T/N·mm)0.72x1051.53x1055.80x1055.75x105传动比i2.223.861效率0.960.980.99第二章 V带传动设计计算项目计算内容、计算依据及计算过程计算结果1 确定计算机功率电动机Y160M-04 额定功率P=11KW,转速n0=1640(r/min),从动轴n1=657.66(r/min),工作二十四小时PC=1.3×11(KW)=14.3(KW)PC=14.3(KW)2 选取普通V带型号根据PC=14.3(KW)、n0=1460(r/min)，则选B型普通V带选B型普通V带dd1=160(mm)3 确定带轮基准直径dd1,dd2根据表2选取dd1=160mm,且dd1>dmin=125(mm)大带轮基准直径为 dd2=dd1·n0/n1=355.20(mm)则选取标准直径dd2=355(mm),则实际传动比iV，从动轮的实际转速n1分别为iV=dd2/dd1=355/160=22.2n1=n0/iV=658(r/min) 从动轮的转速误差率为(658-657.66)/657.66 ×100%=0.5%在±5%以内的允许值dd2=355(mm）4 验算带速vv=·dd1·n0/(60×1000)=12.23(m/s)v=12.23(m/s)5 确定基准长度Ld和实际中心距a0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)按结构设计要求初定中心距a0=1000(mm)L0=2a0+ (dd1+dd2)·/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×1000+(160+355)·/2+(355-160)2/(4×1000)=2818.06(mm)选取基准长度Ld=2800(mm)实际中心距aa0+(Ld-L0)/2=991(mm)中心距a变化范围amin=a-0.015Ld=991-0.015×2800=949(mm)amax=a+0.03Ld=991+0.03×2800=1075(mm)L0=2818.06(mm)Ld=2800(mm)a=991(mm)amin=949(mm)amax=1075(mm)6 校验小带轮a1a1=180°-57.3°·(dd2-dd1)/a=172.99°>120°7 确定V带根数ZZPC/P0=PC/(P0+PC)KaKL根据dd1=160(mm)、n0=1460(r/min)，用内插法可得 P0=3.64(KW)P0=3.64(KW)计算项目计算内容、计算依据及计算过程计算结果选Kb=2.6494x10-3，根据传动比i=2.22.可选Ki=1.1373,代入公式P=Kbn0(1-1/Ki)=2.6494x10-3×1460×(1-1/1.1373)=0.47(KW)则选带长度修正系数KL=1.05,选包角系数Ka=0.98，得普通V带根数为Z=14.3/(3.64+0.47) ×0.98×1.05=3.38(根)圆整得 Z=4(根)P=0.47(KW)Z=4（根）8 求初拉力F0及带轮的压力FQB型普通V带的每米质量 q=0.17(Kg/m)由公式F0=5OOPC·(2.5/Ka-1)/Z·v+q·v2 =500×14.3×(2.5/0.98-1)/（4×12.23）+0.17×(12.23)2 =252.12(N)由公式FQ=2F0·Z·sina1/2 =2×252.12×4×sin172.99°/2 =2012.93(N)F0=252.12(N)FQ=2012.93(N)9 带轮结构设计选P-型10 设计结果选用4根B-2800GB1171-1989V带中心距 a=991(mm)带轮直径dd1=160(mm)dd2=355(mm)轴上压力FQ=2012.93(N)第三章 直齿圆柱齿轮传动设计计算项目计算内容、计算依据及计算过程计算结果1选择齿轮材料及确定设计准则由于没有特殊要求的传动，选择一般材料。小齿轮45好钢调质，齿面硬度HBS1=230；大齿轮50号钢正火，齿面硬度HBS2=200；由于两齿轮齿面硬度HBS均小于350，又是闭式传动，故按齿面接触强度设计，按齿根弯曲强度校核。小齿轮45好钢调质，齿面硬度HBS1=230；大齿轮50号钢正火，齿面硬度HBS2=200；2按齿面接触疲劳强度设计2.1选载荷系数K2.2选齿宽系数a2.3计算转矩T12.4确定许用应力H2.5计算齿轮中心距a2.6确定模数m和齿数Za48.5(i+1)KT1/aiH21/3(mm)因载荷有轻微冲击且齿轮非对称布置，选K=1.5对一般用途的减速器，选a=0.4T1=9.55×103P1/n1=9.55×106×10.56/657.66=1.53×105(N·mm)取Hlim1=570(MPa) Hlim1=395(MPa)取SH=1.2H1= Hlim1/SH=570/1.2=475(MPa)H1= Hlim1/SH=395/1.2=329(MPa)取两者较小值代入设计a48.5(i+1)KT1/aiH21/3 =48.5×(38.6+1) ×1.5×1.53×105/0.4×3.86×(329)2 1/3=262(mm)拟取中心距a=300(mm)，则模数m=(0.0070.02)a=(2.16)mm取m=5(mm)齿数：Z1=2a/m(i+1)=2×300/5×(3.86+1)=25；Z2=i·Z1=97a=(Z1+Z2) ·m/2=(25+97) ×5/2=305(mm)K=1.5 a=0.4T1=1.53×105(N·mm) Hlim1=570(MPa)Hlim1=395(MPa)SH=1.2H1=475(MPa)H2=392(MPa)a262(mm)m=5(mm)Z1=25Z2=97a=305(mm),故合适3校核齿轮弯曲疲劳强度F=YFa·YSa·2K·T1/b·Z1·m2F计算项目计算内容、计算依据及计算过程计算结果3.1选择齿形系数YFa和齿根应力集中系数YSa3.2计算齿宽b3.3确定许用弯曲应力F3.4校核齿轮弯曲疲劳强度取YFa1=2.62，YSa1 =1.59，YFa2 =2.186，YSa2 =1.787a=305，a=0.4b=a·a=0.4×305=122(mm)取Flim1=220(MPa),Flim2=170(MPa)取SF=1.4F1= ÓFlim1/SF=220/1.4=157.1(MPa)F2= ÓFlim2/SF=170/1.4=121.4(MPa)F1=YFa·YSa·2K·T1/b·Z1·m2=2×1.5×1.53×105×2.62×1.59/122×25×5225.1(MPa)F2= YFa·YSa·2K·T1/b·Z1·m2=2×1.5×1.53×105×2.186×1.787/122×25×5223.5(MPa)YFa1=2.62，YSa1 =1.59，YFa2 =2.186，YSa2 =1.787b=122(mm)Flim1=220(MPa),Flim2=170(MPa)SF=1.4F1=157.1(MPa)F2=121.4(MPa)F125.1(MPa)F223.5(MPa)4计算齿轮圆周速度V=·d1·n1/60×1000=3.14×25×5×657.66/60×1000=4.3(m/s) 则可选用8级精度V=4.3(m/s)8级精度合适5计算齿轮主要尺寸5.1分度圆直径d5.2齿顶圆直径da5.3齿根圆直径df5.4齿顶高ha5.5齿根高hfd1=m·Z1=5×25=125(mm)d2=m·Z2=5×97=485(mm)da1=m·(Z1+2)=5×(25+2)=135(mm)da2=m·(Z2+2)=5×(97+2)=495(mm)df1=m·(Z1-2.5)=5×(25-2.5)=112.5(mm)df2=m·(Z2-2.5)=5×(97-2.5)=472.5(mm)ha=ha*·m=5(mm)hf=m·(ha*+c*)=5×(1+0.25)=6.25(mm)d1=125(mm)d2=485(mm)da1=135(mm)da2=495(mm)df1=112.5(mm)df2=472.5(mm)ha=5(mm)hf=6.25(mm)计算项目计算内容、计算依据及计算过程计算结果5.6齿高h5.7齿宽b5.8跨测齿数K5.9公法线长度Wh=ha+hf=11.25(mm)b2=a·a=0.4×305=122(mm)b1=b2+(510)mm，取b1=130(mm)K1=0.111Z1+0.5=0.111×25+0.53K2=0.111Z2+0.5=0.111×97+0.511W1=m·2.9521(K1-0.5)+0.014Z1 =5×2.9521×(3-0.5)+0.014×25 =38.651W2=m·2.9521(K2-0.5)+0.014Z2=5×2.9521×(11-0.5)+0.014×97=161.775由设计指导书计算或设计手册查得公法线长度上下偏差值W1=38.651-0.1-0.15W2=161.775-0.168-0.280h=11.25(mm)b2=122(mm)b1=130(mm)K1=3K2=11W1=38.651-0.1-0.15W2=161.775-0.168-0.286 齿轮结构设计大齿轮锻造成孔板式第四章 减速输出轴及轴系部件设计计算项目计算内容，依据及计算过程计算结果1 选择材料确定许用应力选45 号钢取B=650(MPa) S=355(MPa) HBS=240B=650(MPa)S=355(MPa)HBS=240(MPa)2 按扭转强度估算最小直径dd118×(10.35/170.38) 1/3=46.39(mm)3 齿轮作用力计算Ft,Fr,FnFt=2T1/d1=2×1.53×105/125=2448(N)Fr=Ft·tan=2448×tan20°=891(N)Fn=Ft/cos=2448/cos20°=2065(N)Ft=2448(N)Fr=891(N)Fn=2065(N)4 轴的结构设计4.1 联轴器的选择4.2 轴承的选择4.3 确定各段直径呈阶梯状设计选弹性套柱销联轴器，规格LT根据许用转矩和轴径选择 K=1.5TC=K·T2=1.5×5.8×102=870(N·m)TCT=1000(N·m)选LT9联轴器Y型 L=112（mm）修正最小直径d=50(mm)一般情况选用深沟球轴承计算基本额定动载荷C=fP·P·(60n2·Lh/106)1/ft计算当量动载荷P=Fr/2=445.5(N)选fP=1.5,ft=0.90 ,取3C=fP·P·(60n2·Lh/106)1/ft=1.5×445.5×(60×170.38×48000/106)1/3/0.90 =5.9(KN)确定轴径选6011轴承 d=55（mm）D=90(mm) B=18(mm)基本额定动载荷30.2（KN）由于有齿轮配合件和轴承标准件所以以齿轮和轴承为准与齿轮配合的轴径为60mm；选LT9弹性套柱销联轴器d=50(mm)d=55（mm）计算项目计算内容，依据及计算过程计算结果4.4 平键选择4.5 轴承盖套筒的选择与轴承配合的轴径为55mm；齿轮的轴肩为68mm；修正最小直径d=50(mm)根据齿轮处、联轴器处轴径选择与齿轮配合的键为GB/T 1096键25x14x100与联轴器配合的键为GB/T 1096键22x14x100选凸缘式轴承盖D=90(mm) d3=10(mm) n=4(mm)d0=12(mm) D0=115(mm) D2=140(mm)S3=5(mm) D5=90(mm) e=12(mm)套筒d1=55(mm) d2=68(mm) L=11(mm)d=50(mm)5 轴上零件定位和固定齿轴放在箱体中间，由轴肩和轴套固定，两个轴承分别放在以齿轮为中心的两边轴上，由挡油环与轴承盖固定轴承为过盈配合联轴器放在轴的最小值径端6 轴各段长度确定6.1 轴承间跨度l6.2 箱体零件至轴承支点的距离aZ小齿轮断面到箱体内壁距离l=b+2aZ+2l2+B=122+2×12+2×10+18=184(mm)b为小齿轮宽度，B为轴承宽度，l2为轴承端面至箱体内壁距离l1=L+l3+l4-(l2+B/2)+l5/2 =40+23+20-(10+18/2)+112/2=120(mm)L为轴承座孔长度；l3为轴承盖凸缘厚和螺钉头厚；l4为箱外零件至固定零件的距离；l5为联轴器宽l=184(mm)l1=120(mm)7 轴的公差配合轴和齿轮 H7/K6轴和联轴器 h6轴和套筒 D11/K6第五章 轴的弯扭合成强度校核计算项目计算内容，依据及计算过程计算结果1 作受力简图求支反力，作水平和和垂直弯矩1.1 水平支反力FH1,FH21.2 垂直支反力FV1,FV2FH1=FH2=Ft/2=1224(N)a点水平弯矩MH1=MH2=Ft·L/4=112608(N·mm)FV1=FV2=Fr/2=445.5(N)a点垂直弯矩MV1=MV2=Fr·L/4=20493(N·mm)FH1=FH2=1224(N)MH1=MH2=112.6(N·m)FH1=FH2=445.5（N）MV1=MV2=20.5(N·m)2 计算合成弯矩MM=(MH2+MV2)1/2=(112.6)2+(20.5)21/2=114.5(N·m)M=114.5(N·m)3 计算转矩TT=Fr·d2/2=891×0.485/2=216.1(N·m)T=216.1(N·m)4 计算危险截面当量弯矩MeaMea=Ma2+(T)21/3 =(114.5)2+(0.6×216.1)21/3 =173(N·m)Mea=173(N·m)计算项目计算内容，依据及计算过程计算结果5 校核daMea /0.1-1b1/3 =173×103/(0.1×60)1/3 =30.7(mm)a处有键槽影响da30.7×1.04=31.9(mm)da=60(mm)31.9(mm)产品合格 组号参数12345678910输送带拉力F(N)3.0x 1033.2x 1033.5x 1034.0x 1034.2x 1034.5x 1035.1x 1035.8x 1036.6x 1036.9x 103输送带速度 v（m/s）2.002.352.452.402.052.502.402.502.101.80滚动直径 D（mm）220250260240230300300290310380表1表2带型YZABCDESPZSPASPBSPCq(kg/m)0.020.060.100.170.300.620.900.070.120.200.37ddmin(mm)2050751252003555006390140224模数m5齿数Z97齿形角20°齿顶高系数ha*1全齿高h11.25公法线长度W161.775精度等级8GB/T10095-2001齿轮副中心距及其极限偏差305±0.041配对齿轮图号齿数25公差组检验项目代号公差或极限偏差值齿距累积公差FP0.094齿廓公差F0.034螺旋线公差F0.036技术要求1.正火后齿面硬度为200HBS2.未标注圆角半径味R=3mm3.未标注倒角2×45°联轴器毛毡密封圈轴承盖挡油板套筒齿轮挡油板滚动轴承6011GB/T轴承盖名称987654321序号参考文献1黄晓荣、沈冰、张汝琦：机械设计基础，中国电力出版社2008年版；2李海萍：机械设计基础课程设计，机械工业出版社2008年版致谢：光阴似箭，岁月如梭，不知不觉我即将走完大学生涯的第三个年头，回想这一路走来的日子，父母的疼爱关心，老师的悉心教诲，朋友的支持帮助一直陪伴着我，让我渐渐长大，也慢慢走向成熟。经过半年的忙碌和工作，本次毕业论文设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业论文，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。在论文写作过程中，得到了杨世强老师的亲切关怀和耐心的指导。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，杨老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。多少个日日夜夜，杨老师不仅在学业上给我以精心指导，同时还在思想、生活上给我以无微不至的关怀，除了敬佩杨老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。在此谨向杨老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。 在论文即将完成之际，