课程设计说明书

课程名称： 机械设计 设计题目： 带式输送机传动系统设计（2） 专 业：机械设计制造及其自动化班级： 机设0904 学生姓名: 曾锦国 学 号: 0912110426 指导教师: 汤迎红 湖南工业大学科技学院教务部 制

2011年 12月 29日

目 录

一、拟定传动方案 ······················································································· 4 二、选择电动机 ··························································································· 5 1、电动机类型和机构 ······································································ 5 2、电动机容量选择 ·········································································· 5 3、电动机的选择 ·············································································· 6 三、传动装置总传动比及其分配 ································································ 7 四、传动装置的运动及动力参数计算 ························································ 7 五、链传动设计 ··························································································· 8 1、链轮齿数和传动比及分度圆直径 ················································· 8 2、链节距和排数选择 ········································································ 9 3、中心距和链条长度 ······································································ 10 4、验算链数及确定润滑方式 ·························································· 10 5、计算链传动的压轴力 ·································································· 10 六、齿轮传动设计 ····················································································· 11 1、选择齿轮的材料及热处理方法 ·················································· 11 2、确定材料许用接触应力 ······························································ 11 3、齿向接触疲劳强度计算 ······························································ 12 4、几何计算 ····················································································· 12 5、校核齿根弯曲疲劳强度 ······························································ 12 6、齿轮其他尺寸及结构 ·································································· 13 7、选择齿轮精度等级 ······································································ 13

七、轴的设计 ····························································································· 14

1、主动轴的设计 ··············································································· 14 2、从动轴设计 ··················································································· 14 八、轴承的选择和寿命计算及校核 ·························································· 21 九、联轴器、键连接的选择和校核 ·························································· 21

1、联轴器的选择和计算 ···································································· 21 2、键连接的选择和计算 ···································································· 22 十、减速器附件的选择 ·············································································· 23 十一、润滑和密封 ····················································································· 25 十二、课程设计总结·················································································· 28 十三、参考文献 ························································································· 29

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一、拟定传动方案(三号黑体，每一个大标题另起一页)

结 果

图 1.1 说明：带式输送机由电动机驱动，电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入单 级圆柱齿轮减速器 3,再通过链传动 4,将动力传至输送机滚筒 5,带 动输送带 6 工作。 1—电动机；2—联轴器；3—单级圆柱齿轮减速器；4—链传动 5—滚筒；6—输送带

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二、选择电动机1、电动机的类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机， 它为卧式封闭结构。 2、电动机容量 (1)根据已知条件，工作机所需的有效功率 Pw

结 果

Pw=3.92kw

(2)电动机输出功率 pd 由参考资料查表 3—3 得： 设： 联 ——联轴器效率， 联 =0.99 轴 ——闭式滚动轴承效率， 轴 =0.98 齿 ——齿轮效率(设齿轮精度为 8 级), 齿 =0.97

链 ——开式滚子链效率， 链 =0.90 滚筒 ——输送机滚筒效率， 滚筒 =0.96

传动装置的总效率 η η η01=0.99 12=0.9506 23=0.8820

3w=0.9408 =0.7809

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工作时，电动机所需功率为Pd=5.02kw

由表 12—1 满足 Pe Pd 的 Y 系列三相异步电动机额定功率 pe 应取为 5.5kw

3、电动机的转速选择。 根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转数为

nw=59.45r/min

初选同步电动机转速为 1500r/min 和 1000r/min 电动机对应额定功 率 pe =5.5kw 的电动机型号分别为 Y132S-4 型,Y132M2-6 型电动机有关技 术数据及相应算得的总传动比列于表 12—1 中方案比较方 案 电动机型 号 额 定 功 率 kw 1 2 Y132s-4 Y132M2-6 5.5 5.5 1500 1000 1440 960 24.22 15.07 38 38 80 80 同步转速 r/min 满载转速 r/min 总传动 比 外伸轴 径 D/mm 轴外伸长 度 E/mm

为了便于选择电动机的转速，通过上述两种方案比较可以看出：方 案一选得电动机转速高、质量轻、价格低，总的传动比是 24.22,故选 用方案一比较合理。所以选择 Y132s-4 电动机。

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三、传动装置总传动比及其分配1、传动装置总传动比

i=24.22

i=n1/nw=1440/59.45=24.222、分配各级传动比

由传动方案知 i01=1, 按参考资料查取闭式圆柱齿轮传动的传动比 i23=6, 有计算可得单级圆柱齿轮减速器的总传动比为 iΣ =i12=i/(i01i23)=24.22/3=6 各级传动比分别为 i01=1,i12=6, i23=4

i01=1 i12=6 i23=4

四、传动装置的运动及动力参数计算传动系统各轴的转数﹑功率和转矩计算如下所示n0=1440r/min

0 轴(电动机轴) : n0 =nm=1440r/min P0=Pd=5.02kw T0=9550 P0/n0=9550×5.02÷1440

=33.29 N.m 1 轴(减速器高速轴): n1= n0/ i10= 1440r/min P1= P0 01=5.02×0.99=4.9698 kw T1=9550 P1/n1=9550×4.9698÷1440=32.96 N.m

P0=5.02kw T0=33.29N.m

n1=1440r/min P1=4.7619kw T1=47.37N.m

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2 轴(低速轴): n2= n1/ i12= 1440/6=237.82r/min P2= P1 12=4.9698×0.9506=4.7243 kw T2=9550 P2/n2=9550×4.7243÷237.82=189.71N.m

n2=191.2r/min P2=4.6286kw T2=231.19N.m

3 轴(输送机滚筒轴): n3= n2/ i23= 237.82/4=59.455r/min P3= P2 23=4.7243×0.882=4.1668 kw T2=9550 P2/n2=9550×4.1668÷59.455=669.2951N.m

n3=63.73r/min p3=4.2157kw T3=631.73N.m

将上述计算结果列于表 4—1 中 轴号 电动机 0轴 转数 n/(r/min) 率 功 转矩 p/kw T/(n.m) 传动比 i 五、链传动设计 1、链轮齿数 z 和传动比 i 及分度圆直径 d 知 链 转 动 比 i=3 , 取 链 小 齿 轮 齿 数 Z1=21z1=21

单级圆柱齿轮减速 工作机 器 1轴 1440 4.9698 32.96 6 2轴 237.8 2 4.7243 189.71 3轴 59.455 4.1668 669.2951 4

1440 5.02 33.29 1

d1=p/sin(180/z1)=127mm 根据参考资料表 10—2 可选取8

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大链轮齿数 z2=3×21=63 2、链节距 p 和排数P0 KAP KZKLKP

d2=p/sin(180/z2)=381mm

z2=63

式中 P=5.02kw kA=1.1Kz=1.1141 KA=1.1

P—传递功率(kw)

KA—工作情况系数(见表 9-6)

KZ—小链轮齿数系数(见图 9-13) z kz 19 1.08

21 19

1.08

1.1141

KL=1.058

KL—链长系数(见表 9-6)

KP—多排链时的排数系数(见表 10-5)将以上值代入公式：

kP=1.0

Kp=1.0

P0=4.685kw

满足 P0=5.5KW 4.685KW查图 9—1 得应选 12B 链号 链号 节 p/mm 距 滚子 内 链 内 链 销 外径 节 内 节 外 轴 dt/m m 宽 b1mm 宽 b2/mm 直 径 d2mm 内 链 板 高 度 h2/m 极 限 排 拉 伸 距 载 荷 pt/ ( 单 mm 排 Flim/K 每 米 质 量 ( 单 排 )

q/(kg/m )

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m

N

12B

19.05

12. 07

11. 17.7 68 5

5.7 2

16. 13

28.9

19 .4 6

1.5 0 p=19.05

节距

p 链号

25.4 19.05 16

Lp=124

3、中心距 a 和链条长度 Lp 初选中心距 a0=40p 链节数 LP\f

为了避免使用过度链节 Lp 将取为 124 中心距 a:

a=771

v=1.587m/s

4、验算链速 v,确定润滑方式

根据链速由图 9-9 可选择滴油润滑。 FP=2840.58N10

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5、计算链传动的压轴力 FP

FP=KFFe

式中：Fe——工作拉力()KFP——压轴力系数，取 1.15 FP=KFPFe =2470.07×1.15=2840.58N

6、链轮结构设计，并绘制链轮零件工作图

=1440/min

六、齿轮传动设计单级圆柱直齿轮传动设计计算 已知工作有中等冲击，单向转动，传递功率为 P=4.9698kw,小齿 轮转速(减速器高速轴转速) =1440/min,大齿轮转速 =237.82r/min。 1,选择齿轮的材料、热处理方法： 根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。为了 方便加工，采用软齿面齿传动

,所以采用小齿轮 45 钢，调质处理，11

=237.82r/mi n

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HBs1=240MPa,大齿轮 45 钢，正火处理，HBs2=190MPa 两齿轮齿面硬度差为 50 HBS,符合软齿面传动的设计要求。 2,确定材料许用接触应力： Pa 两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为： =480+0.93(HB =480+0.93(HB 135)=577.7MPa 135)=531.2Mpa =1.0,则两齿轮材料的许用接触应力 =531.2Mpa Mpa ,式中， 小齿轮的转矩 =577.7Mpa, =531.2 =531.2M pa =577.7M

接触疲劳强度的最小安全系数 为 = =577.7Mpa, =

3,根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计： 由教材式 10-9a 得

=32.96N·m;查教材 10-4 小节知，取载荷系数 K=1.4;查教材表 10-6, 取弹性系数 =189.8 =6;[ ]以较小值 4,几何尺寸计算： 齿数 由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值 =20~40,取 = =144 =24 =144 ;取齿宽系数 =1(闭式传动软传动齿面) ; ]=531.2MPa 代入，故 45.4mm。

=24,则

模数 m= / =45.18/24=1.883mm,将 m 转换为标准值，取 m=2mm。 中心距 a= ( + )=168mm 齿宽 = =45.4mm,取整，即 =45mm a=168mm =45mm =55mm

= +(5~10)=55mm 5,校核齿根弯曲疲劳强度：12

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由教材公式 10-4 得 查教材表 10-5,两齿轮的齿形系数、应力校正系数分别为 YFa、YSa =24 时 =84 时 2.65, =1.58 =2.21, =1.775

两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为 =190+0.2(HB =190+0.2(HB 135)=211MPa 135)=201MPa =1.0,两齿轮材料的许用弯曲疲劳应

弯曲疲劳强度的最小安全系数为 力分别为 = =211Mpa, =

=201MPa ,可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应

将上述参数分别代入校核公式 力分别为

所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。 6,齿轮其他尺寸及结构： 分度圆直径 d1=mZ1=48mm,d2=mZ2=288mm 齿顶圆直径 da1=m(Z1+2)=52mm 齿根圆直径 df1=m(Z1-2.5)=43mmm=2mm d1=48mm d2=288mm da1=52mm

da2=m(Z2+2)=292 mm df2=m(Z2-2.5)=283mm

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7,选择齿轮精度等级:df1=43mm

齿轮圆周速度

=

=3.4 m/s ,

df1=283mm

由于齿轮的转速较高，对平稳行性要求较高，故圆周速度确定第 II 公 差组精度等级。查公差书表 8-15,取第 II 公差组等级为 9 级精度，第 I 公差组因速度较高可取同级 9 级精度。而第 III 公差组不低于第 II 公差 组也取 9 级精度。由“齿轮传动公差”查得 小齿轮 大齿轮 9-9-8 GJ GB10095-88 9-9-8 HK GB10095-88

=3.4 m/s

七、轴的设计一、已知一级圆柱直齿减速器主动轴(轴 1) , = 1440 r/min,

=4.9698kw, =24,m=2,b1=55mm,工作时单向运转。 1. 选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力 由题意得，普通用途，中小型功率，选 45 钢正火处理 查教材表 15-1 得 2. 按扭转强度估算轴的最小直径 轴径 d 的设计计算公式为d 3

9.55 106 0.2

3

P P A3 n n

式中： —许用扭转切应力 P—输入轴(小轴)传递的功率；P=P1=4.9698KW d—轴的直径(mm) n—轴的转速(r/min);n=n1=960r/min14

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常用材料的 值查表 15-3,取 =25-45;A 值查表 15-3,取 A=120 代入计算公式有

A=120

因轴上开有二个键槽，则轴径还应增大 10%-15% 有 d=(18.13+18.13 15%)mm=20.85mm 根据表 6-2 标准轴径系列，轴的最小标准轴径 d=21.2 若考虑键 d1=21.2×1.05=22.26(mm) 选取标准直径 d1=25 mm 3. 设计轴的结构 (1) 轴的径向尺寸确定 取 d1=25mm,根据非配合轴段的直径可取非标准轴径， 相邻轴径段直 径之差取 1—3mm 取 d2=25+3=28mm,根据表 15-4 深沟球轴承， 取轴 承型号为 6206,则 d3=d7 =30mm,d5=45mm,d4 根据标准轴径系列，取 d4=33.5mm,而 d6=d4=33.5 mm 4.输入轴的校核 L5=55mm(轮毂宽度为 B1=55mm。 ) L1=35mm(LH2 弹性柱销联轴器轴孔长度为 B1=36mm,L1 比 B1 短 1~3mm) L3=L7=18mm(轴承的宽度 B3 为 16mm) L4=10mm 根据减速器结构设计的要求，初步确定 Δ 2=10~15mm L1=35mm L2=22mm L3=18mm L4=10mm L5=55mm15

d=21.2 d1=25 mm

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L6=L4=10mm L3= L7=18mm L2=22mm(根据减速器的结构来确定) 两轴承的跨距 L=B3+2L2+2△2+B2=125mm

L6=10mm L7=18mm L=125mm

则作用于齿轮上的圆周力：N

径向力：N

(1)求垂直面的支承反力 FAV= FBV=Fr/2=249.93N (2)求水平面的支撑反力 FAH= FBH=Fr/2=249.93N (4)绘水平弯矩图(b)

FAV=249.93N

FAH=249.93N

MaH=42916.8 MaH= FaHL /2=42916.875N.m 75N.m (5)绘垂直面弯矩图(c) Mav= FavL /2=15620.63N.m Mav=15620.6 (7)绘合成弯矩图(d) 3N.m

轴传递的转矩 T=32.96 N m (e)16