带式输送机传动系统设计

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班 级1001 班姓名学号1001140103指导教师日 期2013年 1月 4日任务书姓名学号专业班级机械 1001 班设计参数：工作机地输入功率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地拟定，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地设计步骤和方法地一般规律，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地计算. (4) 传动件如齿轮带及带轮地设计.(5) 铀地设计.(6)轴承组合部件设计 .(7)键地选择和校核.(8)机架或箱体地设计.(9)润滑设计 .学生在规定地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：年月日计算工程及内容主要结果一、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地减速器，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） 传动系统方案地选择图 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.计算工程及内容主要结果二、选择电动机（一）类型选择选择 Y 系列三相异步电动机.（二）工作机地功率PwPw =3.5kw（三）总效率总2 3总= 齿轮 联轴器滚筒轴承=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PdPdPw /总3.5/0.8953.911( KW )因载荷平稳，电动机额定功率Ped 略大于Pd 即可，选电动机地额定功率Ped为4KW.（五）确定电动机地转速滚筒地工作转速nw=170r/min圆柱齿轮地减速比为8，故电动机地转速nd=1708=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.计算工程及内容主要结果三、传动装置运动和动力参数地计算（一） 传动比工作机地转速n=170r/min ， n 满 =960r/min ，in满 / n960 / 1705.647设 Z1=20Z2=i Z1=5.64720=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 ： n I = n 0 =960（ r/min ）轴 II ： nII = nI / i = n 满 / i =960/5.65=169.911 （ r/min ）同理可得：轴 III ： nIII = nII =169.911（ r/min ）（ 2）功率 P电动机： P0Pd3.755(kw)轴I：P1P0联轴器3.7550.99 3.717( kw)轴 II： P2P1齿轮轴承3.7170.98 0.99 3.606(kw)轴 III： P3P2联轴器轴承滚筒3.606 0.99 0.99 0.96 3.392(kw)计算工程及内容主要结果（3）转矩 TT09550P0/ n0电动机：95503.755/96037.35(N m)轴I： T1T0联轴器37.350.99 36.977 ( N m)T2T1齿轮轴承 i齿轴 II：36.977 0.980.995.65202.69( Nm)T3T2 联轴器轴承滚筒轴 III：202.690.99 0.99 0.96190.71( Nm)将上述数据列表如下：功率NT /轴号/(r.minP/kW(Nm)i-1 )03.75596037.3513.71796036.97710.9923.606169.911202.695.650.9733.392169.911190.7110.94四、传动件如齿轮地设计（一）选择齿轮地类型、精度等级、材料及齿数（1）按图1 所示地传动方案，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 Z25.65 24135.6 ,取 Z2=136.计算工程及内容主要结果（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） 确定公式中内地各计算数值 初选载荷系数 K t1.3.小齿轮传递转矩：T1 9550p195503.75510336.977103 (Nm) .n1960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 根据齿轮地制造精度和安装精度，周和轴承地承载刚度，以及齿轮相对于轴承地位置来确定.查资料【 2】表7-7 圆柱齿轮地齿宽系数 db / d1知：选择d =1.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：Z E = 189.8 MP1 / 2 ，标准齿轮：Z H =2.5.查资料【 2】 7-9 齿轮地接触疲劳强度极限H lim 知：H lim 1580 MPH lim 2550MP查资料【 2】7-8 齿轮地弯曲疲劳强度极限F lim 知：F lim 1215MPF lim 2 190MP对于接触疲劳强度地计算，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SSH1.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工程及内容主要结果劳强度计算时取SSF1.3.计算应力循环次数N160n1 jL h 609601(28 30010) 2.764 109N 22.764109 / 5.654.935109查资料【 2】图 7-7接触疲劳强度寿命系数KHN 知：K NH10.93 K NH 20.95计算接触疲劳许用应力K HN1H lim 1580 0.93539.4MPH 1=SKHN2H lim 2550 0.95522.5MPH 2=S(2) 计算各参数值计算小齿轮分度圆直径d1t ，代入H 中较小值，得：2d1t2KT1u 1ZH ZE3udH21.336.9771036.652.52189.8378.72mm15.65522.5计算圆周速度 v .vd1t n178.72 9601000603.954m / s601000计算齿宽 b.bdd1178.72 78.72mm计算工程及内容主要结果计算齿宽与齿高之比b / h .d1t78.72m13.28mmz124h2.25mt2.253.28 7.38mmb78.7210.67h7.38 计算载荷系数 .查资料【 2】表 7-2使用系数 K A 得使用系数 K A1.25 ,根据v 3.954m / s ，7 级精度，查资料【 2】图 7-14动载荷系数知 K v1.12 ；直齿轮，假设 K A Ft / b 100 N / mm,查资料【 2 】表7-3 得齿间载荷分配系数K 得K HK F1.2 ；查资料【 2 】 表 7-4接触强度计算用地齿向载荷分配系数K H得 K H1.228 ；查资料【 2】 7-17 齿向载荷分布系数得K F1.25.故载荷系数为：K FKAKVKFK F1.25 1.121.21.252.1K HKAKVKHK H1.25 1.121.2 1.228 2.06按实际载荷系数校正计算所得分度圆直径.d1d1t 3K H78.723 2.0691.709mmK t1.3计算模数 m .d 191.709m3.821mmz 124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m4mm .计算工程及内容主要结果（ 3） .校核齿根弯曲疲劳强度查资料【2】表 7-5查 地 齿 形 系 数 和 应 力 修 正 系 数 为 YFa12.65，YSa11.58 ； YFa 22.14 ， YSa21.83 .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K FN10.91,KFN20.94.查资料【2】图7-8 两齿轮地弯曲疲劳极限分别为F lim 1215，YF lim 2200MP .计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S1.3,KFN1F lim 10.91215150.5MPF 1=S1.3=KFN2F lim 20.94200F 2S1.3144.61MP计算圆周力 .Ft2Td 123.698104806.46Nd191.709计算轮齿齿根弯曲应力 .F 1K F FtYFa1YSa12.1 806.462.651.58 18.86MP 150.5MPbm964K FFtYFa 2YSa22.1806.461.83 17.27 MP144.61MP4.F 2bm9642.14（4） .齿轮几何参数计算d1mz142496mmd2mz24136544mmamz1z2424136320mm22bd d119696mmd196mmd2544mm计算工程及内容主要结果取大齿轮宽度 b296 mm ， b1 105mm .（5） .验算K A Ft 1806.46b968.4N / mm 100N/mm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地腹板式结构大齿轮地关尺寸计算如下：轴孔直径d=544 (mm)轮毂直径D 1 =1.6d=1.6544=870.4 (mm)轮毂长度LB296(mm)轮缘厚度0 = (3 4)m = 6 8(mm)取0 =8轮缘内径D2= da 2-2h-20=204-24.5-28= 488(mm)取 D2 = 488(mm)腹板厚度c=0.3 B2 =0.396=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（ D 2 - D1 ） =0.25 （870.2-488 ）=95.55(mm)取 d0 =96(mm)齿轮倒角n=0.5m=0.54=2计算工程及内容主要结果五、轴地计算（一）选择轴地材料及热处理由于减速器传递地功率不大，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 .根据轴上零件地定位、装拆方便地需要，同时考虑到强度地原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴.（二）初估直径（ 1）按扭矩初估地直径，查资料【地值 得 C=112，2】表12-5轴常用地几种材料地T及CP3112 33.71717.587mmd 0 min C 3n3960单键槽轴径应增大5%-7%，即增大至18.466-18.818mm. 取 d0 min 19 mm（2） 选择输出联轴器地型号.联轴器地计算转矩：Tca K AT3 1.3 37.3548.55Nm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，d119 mm ， l42mm 。从动端： J型轴孔， A 型键槽，d119 mm ， l30mm.计算工程及内容主要结果（3）确定轴地最小直径d min ，应满足 dmind12 d1 d0 mind min d12 19mm（三）确定个轴段尺寸（ 1）各轴段直径地确定 .考虑到轴段与联轴器相连接故取：轴段 ： d1 19mm联轴器右端用轴肩固定，轴肩高度h1.42mm ，考虑到轴有密封毛毡，因此轴段与密封毛毡地尺寸相同.查资料【3】表7-12毡圈油封及槽得毛毡圈 d24mm，故 :轴段 :d224mm轴段上安装轴承，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d25mm ，故：轴段 ：d325mm通常同一根轴上地两个轴承取相同型号，故：轴段：d 725mm轴段上安装齿轮，为了便于安装d 4 应略大于 d3 ， 取：计算工程及内容主要结果轴段 ：d427mm齿轮右端用轴环固定，计算得轴环高度h1.82.6mm，取：轴段 ：d 533mm为减小应力集中，并考虑右轴承地拆卸，根据6005 轴承地安装尺寸，取：轴段 ：d631mm（3） 各轴段长度地确定.轴段地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 ： l182mm为了使套筒端面与齿轮端面靠紧，轴段应比齿轮毂长略短，已知齿轮毂长为 96mm, 取：轴段 ：l 493mm轴段地长度按轴环宽度公式计算：l51.4h1.4 d5d4/ 21.4 3327 /24.2mm ， 取：轴段 ：l 55mm轴段地长度应与6005 轴承宽度相同，故取：轴段 ： l 714mm以上各轴段主要根据轴上零件地地毂长或轴上零件配合部分地长度确定.而另一些轴段长度，如l2 、 l3 、 l 6 ，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地距离 H=15mm. 考虑箱体地铸造误差，轴承内端面应距箱体内壁一段距离，取5mm.考虑上下轴承计算工程及内容主要结果座 地 连 接 ， 取 轴 承 座 宽 度 C50mm . 根 据 轴 承 外 圆 直 径 得 轴 承 盖 厚 度e 10mm ，为避免转动地联轴器与不动地端盖干涉，取联轴器端面与轴承盖间地距离 K 20mm .至此，壳体、轴承、轴承盖及联轴器地位置已确定，相应轴段长度就可以确定下来：l3 BH 2mm125152 mm34mml 2CBe K50 51210 20 mm 63mml 6HL51555 mm15mm可得轴地支点和轴上受力点间地跨距：L1=111,L2=L3=53.3.(3) 轴上零件地轴向固定为保证良好地对中性，齿轮与轴选用过盈配合H10/h9 ，联轴器与轴选用H10/k6 ，与轴承内圈配合地轴颈选用采 用A型 普 通 平 键 连 接 ， 分 别 为 键bhk6.齿轮及联轴器均8mm7mm 以 及 键bh6mm 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,轴地左右端倒角均为1 45 .4、轴地受力分（四） -轴地强度校核（ 1）主动轴地强度校核圆周力F t=2000T2d2=2000 36.977/96=770.354N径向力Fr =F ttan =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）计算工程及内容主要结果计算工程及内容主要结果L=98mmRHA =R=0.5Ft=0.5 770.354=385.177 (N )HBM=0.5RHCHA L=385.177 163.5 0.5/1000=31.49 ( N m)RVA = RVB =0.5 Fr =0.5 280.385=140.192 ( Nm)M VC =0.5 RVA L=140.192163.5 0.5/1000=11.46 ( N m)转矩 T=36.98 (N m)校核：M C =M2231.49211.462 =33.51 (Nm)HCMVC =M e = M C2aT 2=33.5120.636.98 2=40.19 ( N m)查资料【2 】表 12-2轴地常用材料牌号、机械性能和应用举例得：1 b =60MPa3M e340.19d 10=10=18.85(mm)0.1 1 b0.1* 60考虑键槽 d=10.64mm 25mm ，则强度足够 .2）从动轴地强度校核圆周力F t = 2000T2=2000 20.27/544=74.52 Nd 2径向力Fr = F t tan =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）计算工程及内容主要结果计算工程及内容主要结果L=163.5mmRHA = R =0.5Ft=0.5 74.52=37.26 ( N )HBM=0.5R( Nm)HCHA L=37.26 163.5 0.5/1000=3.05RVA = RVB =0.5 Fr =0.5 27.12=13.56 ( N m)M VC =0.5 RVA L=13.56 163.5 0.5/1000=1.11 ( Nm)转矩 T=20.27 ( N m)校核M C =M223.0521.112 =3.24 ( N m)HCMVC =M e = M C2aT 2=3.2420.620.27 2=12.59 (Nm)由图表查得，1b =50MPa3M e3d 1012.59=13.6 (mm)=100.11 b0.1* 50考虑键槽d=13.6mm 19mm ，则强度足够.六、键地选择计算及校核（一）选择键连接地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）确定键地尺寸联轴器与轴地连接：根据 d19mm，查资料【 2】 表 10-1 普通平键地主要尺寸得键地截面尺寸为：宽度b6mm，高度 h6mm.计算工程及内容主要结果由轮毂宽度并参考键地长度系列，取键地长度L70mm.齿轮与轴地连接：根据 d27mm ，查资料【 2】 表 10-1 普通平键地主要尺寸得键地截面尺寸为：宽度b8mm，高度 h7mm.由轮毂宽度并参考键地长度系列，取键地长度L80mm .(三 )校核键连接地强度联轴器与轴地连接：键、轴地材料都是钢，轮毂地材料为查资料【 2】 表 10-2 键连接地许用挤压应力HT250 ，则许用挤压应力应按铸铁查取得.p 50 60 MP由上述条件，键地工作长度为lLb70664mm键与轮毂键槽地接触高度为：k0.5h0.563mm转矩： T3.698 10 4 Nm2T23.698103P27 3641.427MPa Pdkl齿轮与轴地连接：键、轴地材料都是钢，轮毂地材料为HT250 ，则许用挤压应力应按铸铁查取.查资料【 2】 表 10-2键连接地许用挤压应力得p 50 60 MP由上述条件，键地工作长度为lLb80674mm键与轮毂键槽地接触高度为：计算工程及内容主要结果k0.5h0.5 6 3mm转矩： T3.698 10 4 Nm2T23.698103P27 3741.23MPa Pdkl七、轴承地选择及校核（一）选择轴承类型轴承工作转速不很高，承载也不大，虽有轴向载荷，但相对于径向载荷较小，故选用结构简单，价格较低地深沟球轴承.（二）求当量动载荷由于轴承型号未定，先选轴承型号 .C， C0 ， Fa/C0， e， X,Y等值无法确定，必须试算.通常按 d19mm，试选深沟球轴承6005，查资料【3】 表6-1深沟球轴承得：C 1000N , C0 5.85KNFa / C0200 / 58500.034查表 14-11，径向动载荷系数和轴向动载荷系数知介于0.0280.056 对应 e 0.22 0.26，因Fa1 / FR1200 / 280.3850.71330e ，则 X=0.56 ， Y 介于 1.991.77 之间，由线性插值可得：1.711.990.03370.028Y 1.990.0560.0281.933载荷有轻微振动，查资料【2】表 14-12 载荷系数f p 得：计算工程及内容主要结果f p =1.2P1f P XFr 1YFa11.2(0.56280.3851.933200)625.338P160nl n652.33860 960 10005427.67 NC33f t1061106故改选 6205.八、联轴器地选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用凸圆联轴器选择输出联轴器地型号.联轴器地计算转矩：K=1.3TcaK AT31.337.3548.55Nm查资料【3】表8-2 凸圆联轴器得：选用型号GY2型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度D/mm/ N m/r/min/mmY 型 J型GY2631000016,18,19423090D1/mmb/mmb1/mmS转动惯量质量 /kg/ kgm 240284460.00151.72九、 减速器润滑、密封及附件地选择确定以及箱体主要结构尺寸地计算及装配图7.1 润滑地选择确定润滑方式1.齿轮 V=1.2 12 m/s 应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑.2.轴承采用润滑脂润滑.7.1.2 润滑油牌号及用量1.齿轮润滑选用 150 号机械油，最低最高油面距1020mm，需油量为1.5L 左右2.轴承润滑选用2L 3 型润滑脂，用油量为轴承间隙地1/3 1/2 为宜 .计算工程及内容主要结果7.2 密封形式1.箱座与箱盖凸缘接合面地密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃地方法.2.观察孔和油孔等处接合面地密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封.3.轴承孔地密封闷盖和透盖用作密封与之对应地轴承外部.轴地外伸端与透盖地间隙，由于V3 （ m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封.4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部.7.3 减速器附件地选择确定列表说明如下：计算工程及内容主要结果名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M6 16GB 57821986螺栓安装端盖24Q235M8 25GB 57821986销定位235A6 40GB 117 1986垫圈调整安装365Mn10GB 931987螺母安装3A3M10GB 61701986油标尺测量油1组合件面高度通气器透气1A37.4 箱体主要结构尺寸计算箱座壁厚=10mm箱座凸缘厚度 b=1.5 ,=15mm箱盖厚度 1 =8mm箱盖凸缘厚度 b1 =1.5 , 1 =12mm箱底座凸缘厚度b2 =2.5 , =25mm , 轴承旁凸台高度h=45 ，凸台半径R=20mm齿轮轴端面与内机壁距离l1 =18mm大齿轮顶与内机壁距离1 =12mm小齿端面到内机壁距离2 =15mm上下机体筋板厚度m1 =6.8mm , m2 =8.5mm主动轴承端盖外径D1 =105mm从动轴承端盖外径D 2 =130mm地脚螺栓M16 ，数量 6 根计算工程及内容主要结果计算工程及内容主要结果计算工程及内容主要结果计算工程及内容主要结果计算工程及内容主要结果计算工程及内容主要结果参考文献【1】 王之栎，王大康. 机械设计综合课程设计. 北京：机械工业出版社，2009.【2】 王宁霞 . 机械设计 .西安：西安电子科技大学出版社，2008.【3】 吴宗泽，高志，罗圣国，李威.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社.【4】 何凡，席本强，曲辉.机械设计基础课程设计.北京：冶金工业出版社，2010.