带式输送机传动系统设计 - 毕业设计

课程设计计算说明书

学 院 机电信息学院 课 程 机械设计 专 业 机械设计制造及其自动化

任务书

姓名 学号 专业班级 机械1001班 设计参数：工作机的输入功率PW=3.5kw,工作机输入轴转速n=170r/min 完成时间： 2013年1 月4日 内容及要求：机械设计课程设计通过传动方案的拟定，结构设计，设计计算，查阅有关标准和规范以及编写设计计算说明书，使学生掌握机械传动装置的设计步骤和方法的一般规律，提高设计技能。 机械设计课程设计包括：(1)确定机械系统总体传动方案。（2）选择电动机 。(3)传动装置运动和动力参数的计算。 (4)传动件如齿轮．带及带轮的设计。(5)铀的设计。(6)轴承组合部件设计。(7)键的选择和校核。(8)机架或箱体的设计。(9)润滑设计。 学生在规定的时间内应绘制装配工作图1张(A0或A1图纸)，组件或零件工作图2—3张，并编写设计计算说明书1份。 指导教师： 2012 年 12 月 24 日 课程设计说明书成绩： 指导教师： 年 月 日

计算项目及内容 一、确定机械系统总体传动方案。 （一）课题题目 带式输送机传动系统中的减速器，要求传动系统中含有齿轮传动。 （二） 传动系统工作条件 1.使用期限10年，二班制（每年按300天计算）； 2.载荷有轻微冲击； 3.运输物品：谷物； 4.传动不可逆。 （三） 传动系统方案的选择 图1 带式输送机传动系统简图 （四）减速器结构 本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。 主要结果

计算项目及内容 二、选择电动机 （一）类型选择 选择Y系列三相异步电动机。 （二）工作机的功率Pw Pw=3.5kw （三）总效率?总 3 ?总=?齿轮?联轴器?滚筒?轴承 主要结果 2 =0.98×0.99×0.99×0.96×0.99×0.99×0.99=0.868 其中?齿轮 ?联轴器 ?滚筒 ?轴承 （四）所需电动机功率Pd Pd?Pw/?总?3.5/0.895?3.911(KW) 因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可，选电动机的额定功率Ped为4KW 。 （五）确定电动机的转速 滚筒的工作转速nw=170r/min 圆柱齿轮的减速比为8，故电动机的转速nd=170×8=1360r/min， 同步转速有3000r/min，1500 r/min ，1000 r/min ，750 r/min这四种，选用1000r/min。 查资料【1】表6-164 Y系列三相异步电动机技术数据 电动机选用Y132M1-6， 其满载转速为960r/min。

计算项目及内容 三、传动装置运动和动力参数的计算 （一） 传动比 工作机的转速n=170r/min， n满=960r/min， i?n满/n?960/170?5.647 设Z1=20 Z2=i Z1=5.647×20=112.94 选取Z2=113， i=Z2/Z1=113/20=5.65 （二）动力运动参数计算 (1)转速n 电动机：n0=n满=960（r/min） 因电动机与轴1用联轴器相连接，故： 轴I：nI=n0=960（r/min） 轴II：nII=nI/i=n满/i=960/5.65=169.911（r/min） 同理可得： 主要结果 轴III：nIII=nII=169.911（r/min） （2）功率P 电动机：P0?Pd?3.755(kw) 轴I：P(kw) 1?P0?联轴器?3.755?0.99?3.717 轴II：P2?P?0.98?0.99?3.606(kw) 1?齿轮?轴承?3.717 轴III：P3?P2?联轴器?轴承?滚筒?3.606?0.99?0.99?0.96?3.392(kw)

计算项目及内容 （3）转矩T 主要结果 T0?9550P0/n0电动机： ?9550?3.755/960 ?37.35(N?m) 轴I： T1?T0?联轴器?37.35?0.99?36.977(N?m) T2?T1?齿轮?轴承i齿 轴II： ?36.977?0.98?0.99?5.65 ?202.69(N?m)T3?T2?联轴器?轴承?滚筒 轴III：?202.69?0.99?0.99?0.96 ?190.71(N?m) 将上述数据列表如下： 轴号 功率 P/kW 3.755 3.717 N /(r.min-1 T/ (N﹒m) 37.35 i ? ) 960 960 0 1 2 3 1 36.977 202.69 190.71 5.65 1 0.99 3.606 169.911 3.392 169.911 0.97 0.94 四、传动件如齿轮的设计 （一）选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 （1）按图1所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮。 （2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 （3）材料选择。查资料【1】表7-1 常用齿轮材料及其应用 知： 选择小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为230HBS；大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为190HBS。 （4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2?5.65?24?135.6 ,取Z2=136。

计算项目及内容 （二）按齿面接触强度设计 闭式软齿面齿轮传动主要失效形式是疲劳点蚀，其次为齿根弯曲折断，故设计时按齿面接触疲劳强度计算，按齿根弯曲疲劳强度校核。 （1） 确定公式中内的各计算数值 ① 初选载荷系数Kt?1.3。 ②小齿轮传递转矩：主要结果 T1?9550?p13.755?9550??103?36.977?103(N?m) 。 n1960③选取齿宽系数 增大齿宽系数b可提高承载能力，减小齿轮径向尺寸。但齿宽越大，载荷沿齿宽分布越不均匀，造成严重偏载，?d根据齿轮的制造精度和安装精度，周和轴承的承载刚度，以及齿轮相对于轴承的位置来确定。查资料【2】表7-7 圆柱齿轮的齿宽系数?d?b/d1 知： 选择?d=1。 ④小齿轮与大齿轮都选用了45号钢，即为锻钢。查资料【2】表7-6 弹性影响系数ZE 知： ZE=189.8MP1/2，标准齿轮：ZH=2.5。 ⑤查资料【2】7-9齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim 知： ?Hlim1?580MP ?Hlim2?550MP 查资料【2】7-8齿轮的弯曲疲劳强度极限?Flim 知： ?Flim1?215MP ?Flim2?190MP 对于接触疲劳强度的计算，由于点蚀破坏后只引起噪声、振动增大，并不立即导致齿轮不能继续工作，故可取S?SH?1。但对于弯曲疲劳强度来说，如果一旦发生断齿就回引起严重事故，因此在进行齿根弯曲疲

计算项目及内容 主要结果 劳强度计算时取S?SF?1.3。 ⑥计算应力循环次数 N1?60n1jLh?60?960?1?(2?8?300?10)?2.764?109 N2?2.764?109/5.65?4.935?109 ⑦查资料【2】图7-7 接触疲劳强度寿命系数KHN 知： KNH1?0.93 KNH2?0.95 ⑧计算接触疲劳许用应力 ??H1?=KHN1?Hlim1?580?0.93?539.4MP S??H2?=KHN2?Hlim2?550?0.95?522.5MP S(2)计算各参数值 ①计算小齿轮分度圆直径d1t，代入??H?中较小值，得： d1t?3 ?32KT1u?1?ZHZE??????du?H????22?1.3?36.977?1036.65?2.5?189.8??????78.72mm 15.65?522.5?2②计算圆周速度v。 v??d1tn160?1000???78.72?96060?1000?3.954m/s ③计算齿宽b。 b??d?d1?1?78.72?78.72mm

计算项目及内容 ④计算齿宽与齿高之比b/h。 主要结果 m1?d1t78.72??3.28mmz124 h?2.25mt?2.25?3.28?7.38mm b78.72??10.67 h7.38⑤ 计算载荷系数。查资料【2】表7-2 使用系数KA 得使用系数KA?1.25 ,根据v?3.954m/s，7级精度，查资料【2】图7-14动载荷系数 知Kv?1.12；直齿轮，假设KAFt/b<100N/mm,查资料【2】表7-3得齿间载荷分配系数K? 得KH??KF??1.2；查资料【2】 表7-4 接触强度计算用的齿向载荷分配系数KH? 得KH??1.228；查资料【2】7-17齿向载荷分布系数得KF??1.25。 故载荷系数为： KF?KAKVKF?KF??1.25?1.12?1.2?1.25?2.1 KH?KAKVKH?KH??1.25?1.12?1.2?1.228?2.06 ⑥按实际载荷系数校正计算所得分度圆直径。 d1?d1t3⑦计算模数m。 KH2.06?78.723?91.709mm Kt1.3 m?d1z1?91.70924?3.821mm 查资料【5】表 10-1 圆柱齿轮标准模数系列 得 优先选用第一系列，故取m?4mm。

计算项目及内容 （3）.校核齿根弯曲疲劳强度 ①查资料【2】 表7-5查的齿形系数和应力修正系数为YFa1?2.65，主要结果 d1?96mmd2?544mmYSa1?1.58；YFa2?2.14，YSa2?1.83。 ②由应力循环次数查资料【2】 图7-6弯曲疲劳强度寿命系数KFN 得KFN1?0.91,KFN2?0.94. ③查资料【2】 图7-8两齿轮的弯曲疲劳极限分别为?Flim1?215，YFlim2?200MP。 ④计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S?1.3, ??F1?=KFN1?Flim10.91?215??150.5MP S1.3??F2?K?0.94?200?144.61MP =FN2Flim2?S1.3⑤计算圆周力。 Ft?2Td12?3.698?10??806.46N d191.7094⑥计算轮齿齿根弯曲 应力。 ?F1KF2.1?806.46?FtYFa1YSa1??2.65?1.58?18.86MP<150.5MP bm96?4?F2KF2.1?806.46?2.14?1.83?17.27MP<144.61MP4.?FtYFa2YSa2?bm96?4（4）.齿轮几何参数计算 d1?mz1?4?24?96mmd2?mz2?4?136?544mmm?z1?z2??4?24?136??320mm22b??dd1?1?96?96mma?

计算项目及内容 取大齿轮宽度b2?96mm，b1?105mm。 （5）.验算 KAFt1?806.46??8.4N/mm<100N/mm b96主要结果 与假设相符合，合适 (6).结构设计及绘制齿轮零件图（见附录） 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 轴孔直径 d=544(mm) 轮毂直径 D1=1.6d=1.6×544=870.4(mm) 轮毂长度 L?B2?96(mm) 轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 ?0=8 轮缘内径 D2=da2-2h-2?0=204-2×4.5-2×8 = 488(mm) 取D2 = 488(mm) 腹板厚度 c=0.3B2=0.3×96=28.8 取c=29(mm) 腹板中心孔直径D0=0.5(D1+D2)=0.5(870.4+488)=679.2(mm) 腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.25（870.2-488）=95.55(mm) 取d0=96(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.5×4=2

计算项目及内容 五、轴的计算 （一）选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45钢，调制处理。根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。 （二）初估直径 （1）按扭矩初估的直径，查资料【2】表12-5 轴常用的几种材料的主要结果 ??T?及C的值 得C=112， d0min?C3P33.717?112?3?17.587mm n3960单键槽轴径应增大5%-7%，即增大至18.466-18.818mm。取d0min?19mm （2） 选择输出联轴器的型号。联轴器的计算转矩： Tca?KAT3?1.3?37.35?48.55N?m 选用凸圆联轴器，查资料【3】表8-2 凸圆联轴器 得 选用型号GY2 主动端：Y型轴承，A型键槽， d1?19mm，l?42mm; 从动端：J型轴孔，A型键槽， d1?19mm，l?30mm。

计算项目及内容 主要结果 （3）确定轴的最小直径dmin，应满足dmin?d12?d1?d0min dmin?d12?19mm （三）确定个轴段尺寸 （1）各轴段直径的确定。考虑到轴段①与联轴器相连接故取： 轴段① ： d1?19mm 联轴器右端用轴肩固定，轴肩高度h?1.4?2mm，考虑到轴②有密封毛毡，因此轴段②与密封毛毡的尺寸相同。查资料【3】表7-12 毡圈油封及槽 得毛毡圈d?24mm，故: 轴段② : d2?24mm 轴段③上安装轴承 ，其直径应既便于安装，由应符合轴承内径系列。查资料【4】 表15-2 深沟球轴承 选用型号6005，内径d?25mm ，故： 轴段③ ： d3?25mm 通常同一根轴上的两个轴承取相同型号，故： 轴段⑦： d7?25mm 轴段④上安装齿轮，为了便于安装d4应略大于d3， 取：

计算项目及内容 主要结果 轴段④ ： d4?27mm 齿轮右端用轴环固定，计算得轴环高度h?1.8?2.6mm，取： 轴段⑤ ： d5?33mm 为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，根据6005轴承的安装尺寸，取： 轴段⑥ ： d6?31mm （3） 各轴段长度的确定。轴段①的长度应比半联轴器毂长短些，已知半联轴器毂长为85mm，故： 轴段① ： l1?82mm 为了使套筒端面与齿轮端面靠紧，轴段④应比齿轮毂长略短，已知齿轮毂长为96mm, 取： 轴段④ ： l4?93mm 轴段⑤的长度按轴环宽度公式计算：l5?1.4h?1.4?d5?d4?/2?1.4?33?27?/2?4.2mm， 取： 轴段⑤ ： l5?5mm 轴段⑦的长度应与6005轴承宽度相同，故取： 轴段⑦ ： l7?14mm 以上各轴段主要根据轴上零件的的毂长或轴上零件配合部分的长度确定。而另一些轴段长度，如 l2、l3、l6，除与轴上零件有关外，还与箱体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始，为避免转动零件与不动零件干涉，取齿轮端面与箱体内壁的距离H=15mm。考虑箱体的铸造误差，轴承内端面应距箱体内壁一段距离，取??5mm。考虑上下轴承

计算项目及内容 座的连接，取轴承座宽度C?50mm。根据轴承外圆直径得轴承盖厚度e?10mm，为避免转动的联轴器与不动的端盖干涉，取联轴器端面与轴主要结果 承盖间的距离K?20mm。至此，壳体、轴承、轴承盖及联轴器的位置已确定，相应轴段长度就可以确定下来： l3?B???H?2mm??12?5?15?2?mm?34mm l2??C???B??e?K???50?5?12??10?20?mm?63mm l6?H???L5??15?5?5?mm?15mm 可得轴的支点和轴上受力点间的跨距：L1=111,L2=L3=53.3。 (3)轴上零件的轴向固定 为保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H10/h9，联轴器与轴选用H10/k6，与轴承内圈配合的轴颈选用k6.齿轮及联轴器均采用A型普通平键连接，分别为键b?h?8mm?7mm以及键b?h?6mm?6mm。 （4）轴上倒角及圆角 为保证6005轴承内圈端面紧靠定位轴肩端面，根据轴承手册推荐，取轴肩圆角半径为1mm。为加工方便，其他轴肩圆角半径取为1mm，根据标准GB403.4—1986,轴的左右端倒角均为1?45?。 4、轴的受力分 （四）-轴的强度校核 （1）主动轴的强度校核 圆周力 T2Ft=2000d2=2000×36.977/96=770.354N 径向力 Fr=Fttanα=770.354×tan20°=280.385 N 由于为直齿轮，轴向力Fa=0 作主动轴受力简图：（如下图所示）

计算项目及内容 主要结果

计算项目及内容 L=98mm RHA=RHB=0.5Ft=0.5×770.354=385.177(N) MHC=0.5RHAL=385.177×163.5×0.5/1000=31.49(N?m) 主要结果 RVA=RVB=0.5Fr=0.5×280.385=140.192(N?m) MVC=0.5RVAL=140.192×163.5×0.5/1000=11.46(N?m) 转矩T=36.98(N?m) 校核： MC=MHC?MVC=31.492?11.462=33.51(N?m) Me=MC??aT?=33.512??0.6?36.98?=40.19(N?m) 22222查资料【2】 表 12-2轴的常用材料牌号、机械性能和应用举例 得：???1?b=60MPa 3 d≥10Me=100.1???1?b340.19=18.85(mm) 0.1*60考虑键槽d=10.64mm < 25mm，则强度足够。 2）从动轴的强度校核 圆周力 T2Ft=2000d2=2000×20.27/544=74.52 N 径向力 Fr=Fttanα=74.52×tan20°=27.12 N 由于为直齿轮，轴向力Fa=0 ，受力简图：（如下图所示）

计算项目及内容 主要结果

计算项目及内容 L=163.5mm RHA=RHB=0.5Ft=0.5×74.52=37.26(N) MHC=0.5RHAL=37.26×163.5×0.5/1000=3.05(N?m) 主要结果 RVA=RVB=0.5Fr=0.5×27.12=13.56(N?m) MVC=0.5RVAL=13.56×163.5×0.5/1000=1.11(N?m) 转矩T=20.27(N?m) 校核 MC=MHC?MVC=3.052?1.112=3.24(N?m) Me=MC??aT?=3.242??0.6?20.27?=12.59(N?m) 22222 由图表查得，???1?b=50MPa 3 d≥10Me=100.1???1?b312.59=13.6 (mm) 0.1*50考虑键槽d=13.6mm < 19mm，则强度足够。 六、键的选择计算及校核 （一）选择键连接的类型 因齿轮在轴上对称分布，应选择平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键。 （二）确定键的尺寸 联轴器与轴的连接： 根据d?19mm，查资料【2】 表10-1 普通平键的主要尺寸 得 键的截面尺寸为：宽度b?6mm，高度h?6mm。

计算项目及内容 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键的长度L?70mm。 齿轮与轴的连接： 根据d?27mm，查资料【2】 表10-1 普通平键的主要尺寸 得 键的截面尺寸为：宽度b?8mm，高度h?7mm。 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键的长度L?80mm。 (三)校核键连接的强度 联轴器与轴的连接： 键、轴的材料都是钢，轮毂的材料为HT250，则许用挤压应力应按铸铁查取。查资料【2】 表10-2 键连接的许用挤压应力 得 主要结果 ????50?60MP p 由上述条件，键的工作长度为l?L?b?70?6?64mm 键与轮毂键槽的接触高度为： k?0.5h?0.5?6?3mm 转矩：T?3.698?104N?m 2T2?3.698?103?P???1.427MPa

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