1-7797902-机械设计课程设计-带式输送机传动用的V带传动及斜齿圆柱轮减速器

机械课程设计说明书1机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动用的V带传动及斜齿圆柱轮减速器设计者：学号：专业:飞行器设计与工程(航天学院)指导教师：二○○八年六月三十日机械课程设计说明书2目录设计任务书一、传动方案拟定…………….…………………………4二、电动机的选择………………………………….……4三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….5四、运动参数及动力参数计算…………………….……5五、传动零件的设计计算……………………………...6六、轴的设计计算………………………..…………....9七、滚动轴承的选择及校核计算……………………….13八、键联接的选择及计算………..……………….……15九、联轴器的选择……..……………….……………..16十、润滑及密封……..……………….………………..16十一、箱体及附件的结构设计和选择………….………16设计小结参考资料机械课程设计说明书3设计任务书一．课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：数据编号35710运输机工作转矩T/(N.m)690630760620运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9卷筒直径D/mm320380320360工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为%5。二．课程设计内容1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。机械课程设计说明书4计算过程及计算说明主要结果一、传动方案拟定1、传动方案（已给定）2、外传动为V带传动。3、减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如下：二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)传动装置的效率：0.950.980.97带轴承齿轮0.970.99输送带联轴器330.950.980.970.990.970.8329带轴承齿轮联轴器输送带(2)电机所需的工作功率：FV=1.251.80.8329=2.7014KWP电机3、确定电动机转速：计算鼓轮工作转速：F=1.25kNV=1.8m/sD=250mm0.8329总＝2.7014PKW电机机械课程设计说明书5601000v/D=6010001.8/250137.51r/minN按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围136i。取V带传动比224i，则总传动比理时范围为624i。故电动机转速的可选范围为nin电机鼓轮(624)137.51825.063300/minnr电机符合这一范围的同步转速有1000和1500r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第1方案比较适合，则选1500/minnr。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100L2--4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2KNm。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：in/n1420/137.5110.3265总电动鼓轮2、分配各级传动比根据表2-3中传动比的推荐值，选用带传动的传动比为13i12iii总2110.3265ii/3.443i总四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）01420/minnr111420/473.33/min3nnir总212/137.5/minnnir计算各轴的功率（KW）电动机型号Y100L2--4i10.365总据手册得i6i3.4412机械课程设计说明书602.7014ppkw工作102.70140.952.56633ppkw带22212.566330.982.4396kwpp轴承322.3669kwpp轴承联轴器2、计算各轴扭矩（N·mm）000955095502.701418.16791420PTNmn111955095502.5663351.7788473.33pTNmn222955095502.4396169.44137.5pTNmn333955095502.3669164.39137.5pTNmn五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算(1)选择普通V带截型由课本表9-6得：kA=1.21.22.70143.24168caApKpkw01420/minnn所以选择A型带(2)确定带轮基准直径，并验算带速查表得到180100mmD选取190mmD211i(1)39010.01267.3DDmm2280Dmm验证带的速度：119014206.69/601000601000Dnvms介于525之间，合适。01420/minnr1473.33/minnr2137.5/minnr12.56633pkw22.4396kwp32.3669kwp018.1679TNm151.7788TNm2169.44TNm3164.39TNm选择Ａ型带机械课程设计说明书7(3)确定带长和中心矩按设计要求，取0600amm'2600902801781.1952dLmm查表9-2取1800dLmm(4)验算小带轮包角'018001781.19560061922ddLLaamm包角12809018057.3162.41120619包角合适！(5)确定带的根数003.241682.6961.070.171.010.96caALpzppKK可以选取z=3(6)计算轴上压力张紧力：205003.241682.510.16.6913436.690.96FN压轴力：023sin7942QFFN2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级由于要求结构尺寸紧凑，采用硬齿面齿轮传动，小齿轮用20Cr，渗碳淬火处理。齿面平均硬度为60HRC,大齿轮用40Cr，表面淬火处理，齿面平均硬度为52HRC.查表选取8级精度。(2)参数选择1）齿数由于采用硬齿面闭式传动，故取12212793zziz2）齿宽系数由于是单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置，且两轮均为硬齿面，查表得到0.8d3）载荷系数因为载荷比较平稳，齿轮为硬齿面，支承对称布置，故取1.3K4)齿数比对于单级减速传动，齿数比为23.44ui传动比误1290280DmmDmm6.69/vms1800dLmm619ammz=30134FN794QFN127z机械课程设计说明书8差:0/3.443.44/3.440%2.5%iii可用5）初选螺旋角15(3)确定需用应力小齿轮的齿面平均硬度为60HRC，查表7-3，得11350HMPa，1645FMPa。因为齿轮双向运转时，轮齿通常为双向受载，故10.7645452FMPa。大齿轮的齿面平均硬度为52HRC，查表7-3，用线性插值法求得221071,503HFMPaMPa。因齿轮双向受载，故20.7503352FMPa(4)小齿轮上的转矩为151.7788TNm(5)按齿面接触疲劳强度设计取较小的许用接触应力2H带入公式中，得到小齿轮的分度圆直径为：313312211.351.7788103.44175.675.634.4570.810713.44dHKTudu齿轮的模数11cos1.23ndmz(6)按齿根弯曲疲劳强度计算两齿轮的当量齿数是11329.25cosvzz223103.06cosvzz查表得到复合齿形系数：124.123.99FSFSYF复合齿形系数与许用弯曲应力的比值为3114.129.11510452FSFY293z0.8d1.3K3.44u11350HMPa1452FMPa21071HMPa2352FMPa机械课程设计说明书9223.960.01125352FSFF3321.351.7788103.961.241.351.827352nm(7)按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算由1.35nm查表得到1.5nm(8)计算齿轮几何尺寸齿轮传动的中心距121.5279393.172cos2cos15nmzza斜齿轮传动的中心距应当圆整为整数以便加工，一般可以通过改变螺旋角的大小来实现，现将中心距取为93mm，则实际螺旋角为'''1.52793arccos143533293齿轮的其余主要尺寸分别为1'''1.52741.85cos143533dmm2'''1.593144.15cos143533dmm11244.85anddmmm222147.15anddmmm10.841.8533.48dbdmm选用213340bmmbmm六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按照扭转强度初定直径选用45号钢最为轴的材料31/dcpn取c=11432.5663311420.019473.33dmm考虑有键槽，将直径增大5%，则20.0191.0521dmm由于轮毂的材料为铸铁，经过计算得到一个键的应力太大，将使轮1.5nm93amm'''143533141.85dmm2144.15dmm144.85admm2147.15admm213340bmmbmm机械课程设计说明书10毂遭到破坏，所以选用两个键。所以20.0191.1022dmm2、输入轴的结构设计(1)轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮轴的齿轮部分安排在箱体中央，由于小齿轮转速快，为了避免润滑油烧坏轴承，所以要在齿轮两边安装挡油环，因此要在齿轮部分两边加工两个阶梯轴，来定位挡油环。两轴承分别以挡油环定位，采用过度配合固定。(2)确定轴各段直径和长度Ⅰ段:d1=22mm长度取L1=38mmⅡ段:d2=d1+2h=24mm长度取L2=36mm这段用来和端盖连接。Ⅲ段:d3=25mm长度取L3=26mm用来和轴承进行过度配合，并开有退刀槽。初选用30205型圆锥滚子轴承，其内径为23mm,宽度为2mm。Ⅳ段：阶梯部分，d4=37mm长度为L4=6mmⅤ段：齿轮部分，长度为L5=40mmⅥ段：与Ⅳ段相同Ⅶ段：另一个挡油环和轴承配合，d7=25mmL7=39mm(3)轴强度校核齿轮之间的力：112312251.77882.47441.8510ttTFFkNd121tan200.931cos14.5926rrtFFFkN121tan14.59260.644aatFFFkN22dmmd1=22mmL1=38mmd2=24mmL2=36mmd3=25mmL3=26mmd4=d6=37mmL4=L6=6mmL5=40mmd7=25mmL7=39mm机械课程设计说明书11齿轮位置为危险截面12120.76530.62831.237xxyyFkNFkNFFkN220.0540.06560.0850.6M2212.3555MTMpaMpa输入轴强度满足输出轴的设计计算1、按照扭转强度初定直径选用45号钢最为轴的材料31/dcpn取c=11432.439611429.7137.5dmm考虑有键槽，将直径增大5%，则maxmax12.3555MpaMpa输入轴强度满足机械课程设计说明书