铸钢车间型砂传送带传送装置设计

机械设计课程设计说明书 殷伟琦 051506121设 计 计 算 及 说 明结 果一 设计任务书1.1 题目：铸钢车间型砂传送带传送装置设计1.2 任务：（1）减速器装配图（0号） 1张 （2）低速轴零件图（2号） 1张（3）低速级大齿轮零件图（2号） 1张 （4）设计计算说明书 1份（9）草图 1份1.3 传动方案：图（1）传动方案示意图1电动机 2V带传动 3展开式双级齿轮减速器4连轴器 5底座 6传送带鼓轮 7传送带(各轴代号见第六页)1.4 设计参数： （1）传送速度 V= 0.7 m/s （2）鼓轮直径 D= 300 mm （3）鼓轮轴所需扭矩 T=900Nm1.5 其它条件：工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为8年(年工作日300天)、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。二传动方案简述2.1 传动方案说明2.1.1 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 电动机的选择2.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.2.2 选择电动机容量(1)工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速 kw r/minr/min kw式中： V -传送速度; D -鼓轮直径; T-鼓轮轴所需的功率(2) 由电动机至工作机的总效率 h 带传动V带的效率=0.940.97 取= 0.95一对滚动轴承的效率=0.980.995 取= 0.99一对齿轮传动的效率=0.960.98 取= 0.97联轴器的效率=0.990.995 取= 0.99 (3) 电动机所需的输出功率 KW(4) 确定电动机的额定功率Ped 又Ped Pd 取 P ed= 5.5 kw2.2.3 电动机额定转速的选择 式中: -电动机转速; iv -V带的传动比; -高速齿轮的传动比 -低速齿轮的传动比; -工作机的转速展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 =936推荐V带传动比 =24 = 802.626420.96 r/min2.2.4 确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。 初选方案： 电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132S-45.51500 2.31440 68 2.2.5 电动机的主要参数（1） 电动机的主要技术数据 电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132S-45.51500 2.31440 68 （2）电动机的外形示意图 Y型三相异步电动机 （3）电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y132S 型号尺 寸HABCDEFGDGADACHDL132216140893880108332101353154752.3 总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比 nm : 电动机满载转速2.3.2 各级传动比的分配(1)V带传动的理论传动比初取2.33 （由2 P4表2-1） (2)两级齿轮传动的传动比 (3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求d2 l - d2h2030 mm。 （由2 P9图2-2）取 ，又 4.37，2.4 各轴转速，转矩与输入功率2.4.1 各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为轴，图（1）左侧中间轴为轴，图（1）中间低速轴为轴，图（1）右侧联轴器为IV轴 (1)电动机 r/min(2)轴 r/mim(3)轴 r/min(4)轴 r/min2.4.2 各轴的输入功率(1)电动机 kw(2)轴 kw(3)轴 kw(4)轴 kw2.4.3 各轴的理论转矩(1)电动机 (2)轴 Nmm(3)轴Nmm(4)轴 = Nmm2.4.4各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nmm)传动比电动轴14405.53.6481044.33第I轴6185.2258.0741044.37第II轴1415.0183.39871053.17第III轴444.81810.457105三、传动设计3.1 V带传动设计3.1.1 原始数据电动机功率 kw电动机转速 r/minV带理论传动比2.33单向运转、双班制、工作机为带式运输机3.1.2 设计计算（1） 确定计算功率PcaPca =KAPd根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机， 查得工作系数KA=1.2Pca =KAPd=1.25.5= 6.6 kw（2）选取普通V带带型根据Pca，nd确定选用普通V带B型。 （由1P157图8-11）（3）确定带轮基准直径 dd1和dd2a. 初选 小带轮基准直径=140mmb验算带速 5m/s V 20m/s m/s 5m/sV25m/s带的速度合适。 c. 计算dd2dd2 mm 圆整dd2 =355 mm（4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据0.7（dd1+dd2） a 0 2（dd1+dd2）346.5mm a 0990mm初步确定中心距 a 0 = 500mmLd = =1800.66mm 取Ld = 1800 mm计算实际中心距a （5）验算主轮上的包角= 主动轮上的包角合适（6）计算V带的根数Z 得P0 基本额定功率 得P0=2.81 P0额定功率的增量 P0=0.46包角修正系数 得=0.93长度系数 得=0.95= =2.28 取Z=3根 （7）计算预紧力 F0 得qV带单位长度质量 q=0.10 kg/m=187 N 应使带的实际出拉力 （8）计算作用在轴上的压轴力FP 得=1095 N3.1.4带传动主要参数汇总表带型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA1800314035550018710953.1.3 带轮材料及结构（1）带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200( 2 ) 带轮的结构 带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型B型小带轮结构图 大带轮结构图3.2 高速级齿轮传动设计3.2.1原始数据输入转矩= Nmm小齿轮转速=618 r/min齿数比=由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为8年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为260天）3.2.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=220接触疲劳强度极限MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=190接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z1= 244.37=104.88取1055初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由1P218式10-21） 1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 （由1P156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1 P217图10-30）， （由1P215 图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=62.0mm（2）计算圆周速度 2.0m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=10.97（4）计算纵向重合度（5） 计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动得 动载系数 根据v=2.0m/s、 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8、 mm，得 =1.291 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 根据b/h=10.97、 齿向载荷分配系数、 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =11.11.41.291=1.988（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 得（5）计算当量齿数ZV，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较66.65mm296.136mm4 计算齿轮宽度b =54.29mm 圆整后 55mm 60 mm六 验算 100N /mm 与初设相符 设计符合要求3.3 低速级齿轮传动设计3.3.1原始数据输入转矩= Nmm小齿轮转速=141 r/min齿数比=由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为8年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为260天）3.3.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=220接触疲劳强度极限MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=190接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209 图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z4= Z3= 283.17= 88.76取895初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由P2181式10-21） 1. 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 （由1P156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1P217 图10-30）， （由1 P215图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2. 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=92.27mm（2）计算圆周速度 0.68 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=73.82/7.2=10.25（4）计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动得 动载系数 根据v=0. 77m/s 7级精度 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8 mm，得 =1.297 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 根据b/h=10.25 齿向载荷分配系数、 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =11.11.41.297=1.997（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 99.35mm三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 得（5）计算当量齿数ZV， ，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较所以大齿轮的数值大，故取0.018。2 计算=2.67m四 分析对比计算结果对比计算结果，取=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=99.35mm来计算应有的 取33 取105需满足、互质五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为213mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4 101.870mm324.131mm4 计算齿轮宽度b =81.5mm 圆整后 82mm 87mm六 验算 100N/mm 与初设相符 设计符合要求3.4 齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z13367.86471.84962.8487Z2144296.136300.136291.136传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b2(mm)4.37182213.46155低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z333101.870107.8794.377Z4105324.131330.131316.631传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b4(mm)3.17213313.632823.5 齿轮结构参照2/P66表9-2，齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用腹板式。四. 轴及轮毂连接4.1 低速轴的结构设计4.1.1低速轴上的功率P、转速n、转矩TP=4.818kwn=44r/minT= Nmm4.1.2估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 取A 0 =110由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =55mm段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。 得： 得： 工作情况系数 1.5 得： 选用HL4型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn1250 Nmm轴孔长度L=112 mm孔径d1 =56 mm联轴器外形示意图联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2许用补偿量轴向径向角向HL412502800561121953.41.50.150304.1.3轴的结构设计(直径,长度来历)一 低速轴的结构图二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)段与联轴器配合取dI-II=56，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取LI-II=112。(2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，毡圈油封的轴径取dII-III=65mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定取LII-III=49。(3)轴肩为非定位轴肩，由2P14815-6初选角接触球轴承取dIII-IV=70考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度取LIII-IV=32。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取dIV-V =80m，LIV-V =79.5(5)轴肩、为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径610mm,且保证10mm取dV-VI=88mm，LV-VI=8mm(6)段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取dVI-VII=75考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取LVI-VII =80m。 (7)轴肩至间安装深沟球轴承为6314AC 取dVII-VIII =70m根据箱体结构 取LVII-VIII=58轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。由2P119表（11-5），取轴端倒角1.545，各轴肩处圆角半径R=1.6mm二、中速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1=40mmd2 =50mmd3 = 60mmd4=107 mmd5=60mmd6= 40mm（2） 确定各轴段长度L1=45mmL2=52mmL3=7.5mmL4=87mmL5=8mmL6=32mm三、高速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1=25mmd2 =32mmd3 =35mmd4=40 mmd5=71.849mmd6=40 mm d7=35mm(2)确定各轴段长度L1=56mmL2=58mmL3=18mmL4=112mmL5=60mmL6=8mm L7=30mm4.2 低速轴强度校核4.2.1作用在齿轮上的力4.2.2 计算轴上的载荷载荷分析图 (1)垂直面 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面 (3) 总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=617.52NFNH2=3015.10NFNV1=2303.37NFNV2=4151.75N弯矩MM H1 =3.37105NmmM H2 =3.36105NmmMV =3.36105 Nmm总弯矩M 1=4.76105 NmmM 2=4.75105Nmm扭矩TT=Nmm4.2.3 按弯扭合成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（即危险截面C）的强度。由1P362 表（15-1），得：由1P374 式（15-5），取，轴的计算应力为：4.3键联接强度校核4.31低速轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =75mm，L=80mm，选用A型，bh=2012，L=70mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 70-20=50mmk = 0.5h = 6mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = N.mmp = p 键安全合格4.3.2 低速轴联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据d =56mm，L=112mm，选用C型，bh=1610 L=110mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb/2= 102mmk = 0.5h =5 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = N.mmp = p 键安全合格五. 轴承选择计算5.1 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用