机械设计课程设计之设计胶带输送机传动装置

目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比54.计算传动装置的运动和动力参数55.设计V带和带轮66.齿轮的设计87.滚动轴承和传动轴的设计198.键联接设计269.箱体结构的设计2710.润滑密封设计3011.联轴器设计30四设计小结31五参考资料322设计输送传动装置【设计任务书】题目：设计输送传动装置一．总体布置简图如图1二．总传动比误差为±5%，单向回转，轻微冲击。三．原始数据：四．设计内容：1.电动机的选择与运动参数计算；2.齿轮传动设计计算；3.V带传动设计计算；4.轴的结构尺寸设计；5.键的选择；6.滚动轴承的选择；7.装配图、零件图的绘制；8.设计说明书的编写。【电动机的选择】1．电动机类型和结构的选择：按照已知条件的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电输出轴功率P/KW3输出轴转速n/(r/min)35传动工作年限（年）6工作制度（班/日）2工作场所车间批量小批3动机。2．电动机容量的选择：工作机所需功率：Pw＝3kW电动机的输出功率：Pd＝Pw/η，η≈0.82，Pd＝3.66kW电动机转速的选择：nw=35r/min，V带传动比i1=2—4，单级齿轮传动比i2=3—5（查表2.3）nd＝（i1×i2×i2）nw。电动机转速范围为630—3500r/min3．电动机型号确定：由附录八查出符合条件的电动机型号,并根据轮廓尺寸、重量、成本、传动比等因素的考虑，最后确定选定Y112M—4型号的电动机，额度功率为4KW，满载转速1440r/min【计算总传动比和分配传动比】1．由选定电动机的满载转速nm和输出轴转速nw，总传动比为i=nm/nw，得i=41.142．合理分配各级传动比：V带传动比i1=3，闭合齿轮传动比i2=3.5，开式齿轮传动比i3=3.923．运动和动力参数计算结果列于下表：项目电动机轴轴I轴II轴III转速（r/min）144048013735功率（kW）3.663.483.313.01转矩（N·m）24.2769.20230.18821.834传动比33.53.92效率0.960.960.92【传动件设计计算】减速器齿轮设计：1．按表11.8选择齿轮材料小齿轮材料为45钢调质，硬度为220—250HBS大齿轮材料为45钢正火，硬度为170—210HBS2．因为是普通减速器，由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.33．按齿面接触疲劳强度设计确定有关参数与系数：转矩：T=69154N·mm查表11.10得：载荷系数K＝1.1选小齿轮齿数Z1＝30，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.5×30=105。实际齿数比u=3.5因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，又为软齿面，由表11.19选取φd（齿宽系数）=14．许应接触应力[σH]：由图11.23查得σHlim1＝560MPaσHlim2＝530MPa由表11.19查得Sh=1。N1＝60·n1·j·Lh＝60×480×1×（6×52×80）＝7.2×10e8N2＝N1/i＝7.2×10e8/3.5=2.05×10e8由表11.26查得Zn1＝1Zn2＝1.05计算接触疲劳许用应力：5[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝560MPa[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝557MPa试算小齿轮分度圆直径，确定模数：d1≥76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=51.82mmm=d1/z1=1.73mm由表11.3取标准模数m=2mm5．主要尺寸计算：分度圆直径d1=mz1=2×30=60mmd2=mz2=2×105=210mm齿宽b=φdd1=1×60=60mm取b2=60mm则b1=b2+5=65mm中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=135mm6．按齿根弯曲疲劳强度校核:由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。确定有关系数和参数：齿形系数YF，查表11.12得YF1=2.54YF2=2.14应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.63Ys2=1.88许应弯曲应力[σF]由图11.24查得σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa由表11.9查得SF=1.3由图11.25查得YNI=YN2=1由式（11.16）可得[σF]1=YNI·σFlim/SF=162Mpa[σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa故计算出σF1=21Mpa＜[σF]1σF2=20Mpa＜[σF]2齿根弯曲疲劳强度校核合格。67．验算齿轮的圆周速度：V=π·d1·n1/（60×1000）=1.5m/s由表11.21可知，选9级精度合适8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：da2=d2+2ha=214mm，由于200＜da2＜500之间，所以采用腹板式结构。齿轮零件工作图略。开式齿轮设计：1．按表11.8选择齿轮材料小齿轮选用40Cr合金钢表面淬火，硬度为48—55HRS大齿轮选用40Cr合金钢调质，硬度为240—260HBS2．由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.33．按齿面接触强度设计确定有关参数与系数：转矩：T=230000N·mm查表11.10得载荷系数K＝1.1选小齿轮齿数Z1＝20，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.92×20=78.4，圆整数78。实际齿数比u=3.9，误差为0.5%＜±5%因单级直齿圆柱齿轮为不对称布置，又为硬齿面，由表11.19选取φd（齿宽系数）=0.54．许应接触应力[σH]：由图11.23查得σHlim1＝800MPaσHlim2＝720MPa7由表11.19查得Sh=1.1N1＝60·n1·j·Lh＝60×137×1×（6×52×80）＝2.05×10e8N2＝N1/i＝2.05×10e8/3.9=5.26×10e7由表11.26查得Zn1＝1.11Zn2＝1.25计算接触疲劳许用应力：[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝807MPa[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝818MPa试算小齿轮分度圆直径，确定模数：d1≥76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=75.82mmm=d1/z1=3.791mm由表11.3取标准模数m=4mm5．主要尺寸计算：分度圆直径d1=mz1=4×20=80mmd2=mz2=4×78=312mm齿宽b=φdd1=0.5×80=40mm取b2=40mm则b1=b2+5=45mm中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=196mm6．按齿根弯曲疲劳强度校核:由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。确定有关系数和参数：齿形系数YF，查表11.12得YF1=2.81YF2=2.25应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.56Ys2=1.77许应弯曲应力[σF]由图11.24查得σFlim1=720MpaσFlim2=250Mpa由表11.9查得SF=1.5由图11.25查得YNI=YN2=18由式（11.16）可得[σF]1=YNI·σFlim/SF=480Mpa[σF]2=YNI·σFlim/SF=167MPa故计算出σF1=173Mpa＜[σF]1σF2=157Mpa＜[σF]2齿根弯曲疲劳强度校核合格。7．验算齿轮的圆周速度：V=π·d1·n1/（60×1000）=0.57m/s由表11.21可知，选9级精度合适8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：da2=d2+2ha=320mm，由于200＜da2＜500之间，所以采用腹板式结构。齿轮零件工作图略。【V带传动设计】1．确定功率Pc：查表9.21得Ka（工作情况系数）=1.1Pc=Ka٠p=4.4KW。2．选取普通V带型号：根据Pa=4.4Kw，n1=1440r/min，由图9.13选用A型普通V带。3．确定带轮基准直径：根据表9.6和图9.13选取：dd1=100mm＞dmin=90mm大带轮基准直径为dd2=(n1/n2)dd1=270mm，按表9.3选取标准直值dd2=265mm实际n2转速489.8r/min，误差相对率2%，总误差＜±5%允许。4．验算带速V：9V=π·d1·n1/（60×1000）=6.78m/s，带速在5-25m/s范围内。5．确定带的基准长度Ld和实际中心距a：初定中心距a0=1200mm，则Ld0：Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4a0=2963.38mm查表9.4取基准长度Ld=2800mm实际中心距a为a≈a0+(ld-Ld0）/2=1118.31mm中心距变动范围为amin=a-0.015Ld=1076mmamax=a+0.03Ld=1202mm6．验算小带轮的包角：a1=180º-57.3º（dd2-dd1）/a=171º＞120º,合格。7．确定V带根数z：确定有关系数和参数根据dd1=90mm，n=1440r/min，查表9.9，得P0=1.07Kw由表9.18查得Ka=0.001275根据传动比i=2.94，查表9.19得Ki=1.1373，则△P0=Kb·n·(1-1/Ki)=0.18Kw由表9.4查得带长度修正系数KL=1.11，由图9.12查得包角系数Ka=0.98得z≥Pc/(P0+△P0)KaKL=3.24，圆整得z=48．求单根V带初拉力：由表9.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10Kg/m得F0=（500Pc/ZV）·（2.5/Ka-1)+qv²=46.78N.9．计算带轮轴上所受的压力Fσ=2·F0·z·sin(a1/2)=373.08N10．带轮结构设计略1011．设计结果：选用4根A—2800GB/T13575.1—92V带，中心距a=1118mm，小带轮直径90mm，大带轮直径265mm，轴上压力Fσ=373.08N【轴的设计计算】Ⅰ轴的设计1．选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表16.1查得强度极限σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa2．按钮转强度估算轴径（最小直径）查表16.2得C=118—107得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.48/480=20.7—22.8mm。考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为21.32—23.94mm，由设计手册取标准直径d=24mm3．轴的结构设计草图:11Ⅰ轴的结构草图Ⅱ轴的设计：1．选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表16.1查得强度极限σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa2．按钮转强度估算轴径（最小直径）查表16.2得C=118—107得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.31/137=30.9—34.1mm。考虑到轴的最小直径处要安装齿轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为31.83—35.81mm，由设计手册取标准直径d=34mm3．轴的结构设计草图:12Ⅱ轴的结构草图Ⅲ轴的设计：1．选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表16.1查得强度极限σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa2．按钮转强度估算轴径（最小直径）查表16.2得C=118—107得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.01/35=47.29—52.16mm。由设计手册取标准直径d=50mm3．轴的结构设计草图略【键连接的选择】均选择A型平键。13代号轴径/mm键宽/mm键高/mm键长/mmⅠ轴Ⅰ键248750Ⅰ轴Ⅱ键3410856Ⅱ轴Ⅰ键3410836Ⅱ轴Ⅱ键4514950【滚动轴承的选择及计算】I轴：1．经强度校核