机械设计课程设计带式输送机传动系统的设计1

湖南工业大学课程设计资料袋机械工程学院学院（系、部）2013~2014学年第1学期课程名称机械设计指导教师银金光职称教授学生姓名张山山专业班级机械工程1101学号11405700509题目带式运输机的传动装置的设计3成绩起止日期2013年12月16日～2013年12月27日目录清单序号材料名称资料数量备注1课程设计任务书共1页2课程设计说明书共1页3课程设计图纸3张45课程设计任务书2010—2011学年第1学期机械工程学院（系、部）机械工程专业1101班级课程名称：机械设计设计题目：带式运输机的传动装置的设计3完成期限：自2013年12月16日至2013年12月27日共2周内容及任务一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=4200N；带的带速：v=1.0，滚筒直径375mm进行带式运输机的传动装置的设计设计几种传动方案并进行分析、比较和选择；对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案；三、设计工作量编写说明书一份。进度安排起止日期工作内容12月16日—12月17日设计方案分析，电动机的选择，运动和动力参数设计12月18日—12月20日齿轮及轴的设计，轴承及键强度校核，箱体结构及减速器的设计12月21日—12月25日零件图和装配图的绘制12月26日文档排版及修改主要参考资料银金光刘杨主编《机械设计》北京交通大学出版社银金光刘杨主编《机械设计课程设计》北京交通大学出版社指导教师（签字）：2013年月日系（教研室）主任（签字）：2013年月日1机械设计课程设计设计说明书带式运输机的传动装置的设计（3）起止日期：2013年12月16日至2013年12月27日学生姓名张山山班级机工1101班学号11405700509成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）2013年12月26日2目录一、机械设计课程设计任务书............................3二、电动机的选择......................................5三、传动参数的计算....................................7四、高速齿轮的设计....................................8五、低速齿轮的设计...................................13六、高速轴Ⅰ的设计...................................18七、中间轴Ⅱ的设计...................................22八、低速轴Ⅲ的设计...................................26九、高速轴轴承的校核.................................30十、中间轴轴承的校核.................................31十一、低速轴轴承的校核...............................32十二、各轴上键的校核.................................35十三、润滑和密封.....................................36十四、设计小结......................................373一、机械设计课程设计任务书1.设计任务设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。2．传动系统总体方案（见图1）带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。图1带式输送机传动系统简图1—电动机；2—联轴器；3—两级圆柱齿轮减速器；4—联轴器；5—滚筒；6—输送带3．原始数据（见表1）设输送带最大有效拉力为F（N），输送带工作速度为v（m/s），输送机滚筒直径为D（mm），其具体数据见表1。4表1设计的原始数据分组号1234567F（N）4000450030004000300032004200v（m/s）0.81.01.21.01.41.31.0D（mm）3153554004003553003754．工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为±5％；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2～3年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。个人设计数据输送带最大有效拉力为4200F（N）输送带工作速度为1.0v（m/s）输送机滚筒直径为375D（mm）5二、电动机的选择Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声小、振动小的优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。1、确定功率（1）、工作机所需功率)(1000/WwWWVF取W=0.96KWKNW375.496.01000/s/m.12.4）（）（(2)、电动机至工作机的总效率取圆柱齿轮传动效率98.01取滚动轴承传动效率98.02取联轴器传动效率99.03故87.099.098.098.0242234221（3）、所需电动机的功率WWd03.587.0/375.4/(4)、按电动机的额定功率选用电动机查Y系列（IP44）三相异步电动机的技术数据选定型号为Y160L-6的电动机其额定功率为KWKW03.511dm满载转速min/r970nm62、传动比的分配工作机输送带滚筒转速min/r510.375m3.1460s)/(1.m/s/vnw）（D总传动比02.1951/970n/niwm取高速级传动比6.4i1低速级传动比4.3i27三、传动参数的计算1、各轴的转速n（r/min）高速轴Ⅰ的转速min/r970nnm1中间轴Ⅱ的转速min/r9.210i/nn112低速轴Ⅲ的转速min/r.62ii/ni/nn21m223）（滚筒轴Ⅳ的转速min/r62nn342、各轴的输入功率P(KW)高速轴的输入功率KWKWPP89.1099.0113m1中间轴的输入功率KWPP46.1098.098.089.102112低速轴的输入功率KWPP05.1098.098.046.102123滚筒轴的输入功率KWPP75.998.099.005.1023343、各轴的输入转矩T(N*m)高速轴的输入转矩m*22.107970/89.109550n/9550111NPT中间轴的输入转矩m*17.4719.210/46.109550n/9550222NPT低速轴的输入转矩m*02.154862/05.109550n/9550333NPT滚筒轴的输入转矩m*81.150162/75.99550n/9550444NPT8电机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ滚筒轴Ⅳ功率P/KW11KW10.89KW10.46KW10.05KW9.75KW转矩T/(N*m)107.22107.22471.171548.021501.81转速n/（r/min）970970210.96262传动比i14.63.41效率；η0.990.980.980.99四、高速级齿轮的设计1、设计参数：输入功率KW89.101,小齿的转速min/r970n1传动比6.4i1工作寿命8年（设每年工作300天）两班制，工作平稳2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动（2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数241，大齿轮齿数4.110246.42取齿数为1102Z（5）初选螺旋升角o1493、按齿面接触强度设计按公式试算，即32d1tt1u1u2dHEHZZTK（1）确定公式内的各计算数值①试选6.1tK齿宽系数1d小齿轮传递转矩m*22.1071NT区域系数433.2HZ②端面重合度系数COSZZ)]11(2.388.1[2167.114)]110/124/1(2.388.1[oCOS③材料的弹性影响系数218.189aEMPZ④小齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5502lim⑤应力循环次数9h1110794.21030082197060jn60）（LN811210073.6iNN⑥取接触疲劳寿命系数90.01HNK95.02HNK失效概率为1%，安全系数S=1aaHHNHMPMPSK5406009.0][1lim11aaHHNHMPMPSK5.52255095.0][2lim2210⑦许用接触应力aHHHMP25.5312/)5.522540(2][][][21（2）代入参数数值并计算①试算小齿轮分度圆直径mmmmdt08.68)25.5318.189433.2(6.46.567.1110072.16.123251②计算圆周速度smndvt/458.310006097008.6810006011③计算齿宽b及模数ntmmmmmdbtd08.6808.6811mmCOSZdmotnt75.2241408.68cos11mmmhnt1875.675.225.225.200.11/hb④计算纵向重合度903.114tan241318.0tan318.01odZ⑤计算载荷系数K使用系数1AK根据v=3.458m/s7精度得动载系数12.1VK42.1HK35.1FK2.1FHKK91.142..12.112.11HHVAKKKKK⑥按实际载荷系数校正分度圆直径mmmmKKddtt22.726.191.108.683311⑦计算模数11mmZdmon92.22414cos22.72cos114、按齿根弯曲强度设计3211][cos2FYYdZYKTmSaFan(1)确定计算参数814.135.12.112.11FFVAKKKKK根据纵向重合度903.1查得螺旋影响系数88.0Y计算当量齿数27.2614cos24cos3311oVZZ41.12014cos110cos3322oVZZ查小齿轮弯曲疲劳强度极限a1500MPFE查大齿轮弯曲疲劳强度极限aFEMP3802查大小齿轮的疲劳寿命系数85.01FNK88.02FNK计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4aaFEFNFMPMPSK57.3034.150085.0][111aFEFNFMPSK86.2384.138088.0][222查取齿形系数592.21FaY164.22FaY查取应力校正系数596.11SaY806.12SaY12计算大小齿轮的][FSaFaYY值，并比较小齿轮：01363.057.303596.1592.2][111FSaFaYY大齿轮：01636.086.238806.1164.2][222FSaFaYY大齿轮的数值比较大（2）代入参数数值并设计计算mmmmmon69.101636.0903.1241)14(cos88.010072.1814.123225取2nm按08.681d计算齿数03.33214cos08.68cos11onmdZ取331Z则8.