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1、重庆工商大学2009届毕业“论文”设计题 目： B650带式输送机驱动装置 专 业： 机械设计及自动化 姓 名： 班 级： 指导教师： 起止日期： 2012年1月18日至2012年5月18日 目 录1 设计题目12 传动方案分析12.1 整体布局12.2传动方案分析13 主要部件选择13.1 电动机选择23.2 传动比分配33.3 传动系统运动和动力参数34 齿轮传动设计54.1 锥齿轮传动设计54.2 斜齿轮传动设计104.3齿轮上作用力的计算155 轴系的设计计算165.1 高速轴的设计计算165.2中间轴的设计计算165.3低速轴的设计计算205.4轴承的设计计算215.5键的设计计算2
2、46 减速器附件的选择267 润滑与密封278 参考文献271. 设计题目1.1 题目：B650带式输送机驱动装置设计。1.2已知条件：B650带式输送机由电动机驱动，传动滚筒驱动合力F=6500N，输送机带速=2.5m/s，输送机传动滚筒直径D=500mm（包胶），输送机工作寿命10年（每天工作8小时，每年工作300天），单向运转，有粉尘，室内工作。1.3 减速器类型：锥-斜齿轮直交两级齿轮减速器。2. 传动方案分析2.1 整体布局：1电动机 2联轴器 3轴承 4高速级齿轮 5轴承 6轴承7低速级齿轮 8联轴器 9轴承座 10运输胶带 11传动滚筒图1 传动方案简图2.2传动方案分析：拟定的
3、依据是整体布局结构紧凑，传动平稳，传动效率高，适应于恶劣环境下长期工作。3. 主要部件选择3.1 电动机选择1） 电动机类型由于该皮带机用于室内工作，要求该电动机具有隔爆功能，因此选用YB2系列型电动机，工作电压380/660V。2） 电动机容量选择（1）皮带机所需功率Pw=16.93kW式中：F皮带机阻力，N； 皮带机带速，m/s；皮带机效率，取0.96。（2）电动机输出功率Pd考虑到传动装置的功率损耗，电动机输出功率为Pd =为从电动机到传动滚筒传动轴之间的总效率=式中： 滚动轴承传动效率，取0.99；圆锥齿轮传动效率，取0.95；圆柱齿轮传动效率，取0.97；联轴器传动效率，取0.993
4、；传动滚筒传动效率，取0.96。 =0.838 Pd =20. 2kW（3）电动机额定功率Ped：电动机额定功率暂定为Ped=22kW。3）电动机转速（1）传动滚筒工作转速 nW =95.49（2）电动机转速由于两级圆锥圆柱齿轮减速器的传动比范围一般为815，因此，电动机的转速选择范围为 nd1 nd2 =（815）nW =763.921432.35由计算结果，可选择同步转速1000r/min的电动机。4） 确定电动机根据以上计算，参照电动机相关手册，选择电动机的型号规格为YB2-200L2-6，满载时的转速nm = 970r/min。3.2 传动比分配1）总传动比i=10.162）传动比分配
5、该减速器高速级为圆锥齿轮传动，其传动比的取值应小于低速级圆柱齿轮的传动比，一般取i1 0.25i，则有 i1 0.2510.16 = 2.54，i2 = 43.3传动系统运动和动力参数1）传动系统运动设定将从电动机轴到带式输送机传动滚筒轴依次设为O轴、轴、轴、轴和轴，则有：（1）对应的各轴转速分别为：n0、n1、n2、n3和n4，单位：r/min；（2）对应的O轴的输出功率及其余各轴的输入功率分别为：P0、P1、P2、P3、P4，单位：kW；（3）对应的O轴的输出转矩及其余各轴的输入转矩分别为：T0、T1、T2、T3、T4，单位：Nm；（4）相邻两轴间的传动比分别为：i01、i12、i23、i
6、34；（5）相邻两轴间的传动效率分别为：1、2、3、4、5。2） 动力参数计算（1）各轴转速电动机O轴转速：n0 = nm =970r/min轴转速：n1 = nm /i01 =970/1=970r/min轴转速：n2 = n1 /i12 =970/2.54=381.89r/min轴转速：n3 = n2 /i23 =381.89/4=95.49r/min轴转速：n4 = n3 /i34 =95.49/1= nW=95.49r/min（2）输出（输入）功率电动机（O轴）输出功率：P0 = Pd =20.2kW轴输入功率：P1 = Pd4 =20.20.993=20.06kW轴输入功率：P2 =
7、P112=20.060.990.95=18.86kW轴输入功率：P3 = P223 =18.860.950.97=17.38kW轴输入功率：P4 = P314=17.380.990.993= PW=17.09 kW（3）输出（输入）转矩电动机（O轴）输出转矩：T0 =9550 =9550=198.88N.m轴输入转矩：T1 = 9550 =9550=197.5N.m轴输入转矩：T2 = 9550 =9550=471.64N.m轴输入转矩：T3 =9550 =9550=1738.2N.m轴输入转矩：T4 = 9550 =9550=1709.2 N.m3）计算结果轴编号电动机减速器传动滚筒O轴轴轴
8、轴轴转速r/minn0=970n1=970n2=381.89n3=95.49n4=95.49功率kWP0=20.2P1=20.06P2=18.86P3=17.38P4=17.09转矩NmT0=60.23T1=59.78T2=338.82T3=1378.2T4=1709.2两轴连接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比ii01=1i12=2.54i23=4i34=1传动效率0=0.991=0.942=0.963=0.984. 齿轮传动设计4.1高速级锥齿轮传动设计4.1.1已知条件输入功率Pi =20.06kW，小齿轮转速ni =970r/min，传动比ii =2.54，输送机工作寿命10年（每天工作16小
9、时，每年工作300天），单向运转，有粉尘，室内工作。4.1.2齿轮类型、精度等级、材料和齿数1）高速级选用圆锥齿轮传动；2）齿轮精度等级选定为7级精度；3）齿轮材料：小齿轮材质选用40Cr，调制处理，热处理硬度HB280。大齿轮材料45钢，调制处理，热处理硬度HB240；大、小齿轮材料热处理硬度差HB40。4）齿轮齿数选择：选取小齿轮齿数z1=19，则大齿轮齿数z2=i1 z1=2.5419=48.264.1.3按齿面接触疲劳强度计算齿面接触强度计算校核公式：d1t2.92 1）符号意义、取值（1）Kt1 载荷系数，选取Kt1 =1.8（2）T1 小锥齿轮传递的转矩，T1=59.78N.m=5
10、9.78103N.mm（3）R齿宽系数，取R =0.35（4）Hlim接触疲劳强度极限，由齿面硬度查图10-21d得齿轮的接触强度疲劳极限Hlim1 =650MPa，Hlim2 =550MPa（5）ZE 材料弹性影响系数，由表10-6查得ZE =189.8MPa（6）N 应力循环次数，由式10-13，N1=60njLk，N2= N1/i1，其中，j为配比系数，j取为1，Lk=（年小时天） N1 =609701（108300）=13.968108 N2 = =5.5108（7）KHN 接触疲劳强度寿命系数，由图10-19查得，KHN1 =0.9，KHN2 =0.93（8）接触疲劳强度许用应力Hl
11、im：安全系数S=1，失效概率1%，由式10-12，则接触疲劳强度许用应力：H 1=6500.9=585MPaH 2=5500.93=511.5MPa2）设计计算（1）试算小齿轮分度圆直径，H为其中的较小值d1t2.92 =2.92=84.79mm（2）小齿轮圆周速度=4.3m/s（3）载荷系数K已知：使用系数KA=1按照=4.3m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数K=1.15由表10-3，得KH= KF=1由于小齿轮悬臂布置，大齿轮两端支承，查表10-9得KHb=1.25的KH=KF=1.51.25=1.875得载荷系数K=KAKKHKH=11.1511.875=2.156（4）实际
12、载荷下的分度圆直径由式10-10a，得d1= d1t =84.79 =90.05mm（5）实际计算模数mm =4.74mm4.1.4按齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲疲劳强度计算校核公式：m 1）符号意义、取值（1）K计算载荷系数，K =KAKKFKF=11.1511.875=2.156（2）ZV当量齿数 ZV=，1取249 36，2取6550 24ZV1=20.82ZV2=117.28（3）YF齿形系数，由表10-5查得齿形系数YF1= 2.562，YF2=2.1532YS应力校正系数，由表10-5查得应力校正系数YS1= 1.604，YS2=1.8168（4）FE弯曲疲劳强度极限由图20-20
13、c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=520MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=400MPa（5）KFN弯曲疲劳寿命系数由图10-18查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.85（6）F弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4F 1 =308.29MPaF 2 =242.86 MPa（7）比较大小齿轮的=0.0133=0.0161大齿轮的大与小齿轮，以大齿轮计算参数为依据2）设计计算m =3.28mm取m=3.5mm。根据计算结果，可以看出，按齿面接触疲劳强度计算的模数大于按齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于齿根弯曲
14、强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径的大小，因此可取m=3.5mm。齿轮齿数的确定：Z1=26，则Z2=iZ1=2.5426=664.1.5齿轮几何尺寸1）d1=z1m=263.5=91mm2）d2=z2m=663.5=231mm3）1=arctan= arctan=21.5=21304）2=90-1=90-21.5=68.5=68305）R= d1= 91=175.65mm6）b=RR=175.650.35=61.47mm，小齿轮B1=65，大齿轮B2=607）结构设计小锥齿轮大端齿顶圆直径97.5mm，采用实心结构大锥齿轮大端齿顶圆直径233.56mm，采用幅
15、板结构结构4.2 低速级斜齿轮传动设计4.2.1已知条件输入功率Pi =18.86kW，小齿轮转速ni =381.89r/min，传动比ii =4，T2=338.82N.m=338.82103N.mm。4.2.2齿轮类型、精度等级、材料和齿数1）齿轮类型选用斜齿圆柱齿轮传动；2）齿轮精度等级选为8级精度；3）齿轮材料：大小齿轮材质均选用45钢，小齿轮调制处理，热处理硬度HB252。大齿轮正火处理，热处理硬度HB210；大、小齿轮材料热处理硬度差HB42。4.2.3设计计算由于该传动副所采用的是软齿面闭式传动，因此，按照齿面接触疲劳强度计算。d3 1）符号意义、取值（1）T2 小齿轮传递的转矩，
16、T2=338.82N.m=338.82103N.mm （2）Kt 载荷系数，初选Kt =1.4（3）ZE 材料弹性影响系数，由表11-28查得ZE =189.8（4）ZH 节点区域系数，初选齿轮螺旋角=12，由图11-16查得ZH =2.45（5）齿数比，=i2=4（6）d齿宽系数，取d =1.1（7）初选z3=21，z4=421=84 端面重合度=1.65 轴向重合度 =0.318dz3tan=0.3181.121 tan12=1.56Z 重合度系数，由图11-17查得Z =0.755（8）Z 螺旋角度系数，由图11-17查得Z =0.98（9）Hlim接触疲劳强度极限，由图11-18b、c
17、查得，Hlim3=580MPa，Hlim4=390MPaN 应力循环次数，由式10-13，N3=60njLk，N4= N1/i1，其中，j为配比系数，j取为1，Lk=（年小时天） N3 =60381.891（108300）=5.5108 N4= =1.375108ZH寿命系数，由图11-19查得，ZH3=1.03，ZH4=1.12SH安全系数，由式11-17得，SH=1则：H3 = =597.4MPaH4 = =436.8MPa取H=436.8MPa（10）初算小齿轮分度圆直径 d3t d3t= =74mm2）修正计算参数（1）计算修正载荷系数KA使用系数，由表11-24，查得KA=1.25=
18、1.48m/sKv动载荷系数，由图11-14b，查得Kv=1.09K齿间载荷分配系数，由表11-27，查得K=1.1K齿向载荷分配系数，由图11-15，查得K=1.05K= KA Kv KK=1.251.091.11.05=1.57（2）修正小齿轮分度圆直径d3 = d3t =74=76.94mm3）计算参数尺寸（1）模数 mn=3.58mm取标准值mn=4mm（2）中心距a=214.69mm圆整，取a=215mm（3）螺旋角 =arccos= arccos=12.38 =1222 48（4）分度圆直径d3=86mmd4=344mm（5）齿宽 b=dd3=1.186=94.6，取b4=95mm
19、 b3= b4 +（510）mm，取b3 =100mm4.2.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度： F =YF YS Y Y F1）符号意义、取值（1）已知K、T2、mn、d3（2）b齿宽，b=b4=95（3）zv 当量齿数 zv3 =22.5 zv4 =90.1YF齿形系数，由图11-8，查得YF3 =2.61，YF4 =2.22YS应力修正系数，由图11-9，查得YS3 =1.57，YS4 =1.81（4）Y重合度系数，由图11-10，查得Y=0.71（5）Y螺旋角系数，由图11-23，查得Y=0.852） F许用弯曲应力 F = 由图11-4b、f，查得弯曲疲劳极限应力Flim3 =
20、215MPa，Flim4 =170MPaYN寿命系数，由图11-11查得，YN3=YN4=1SF安全系数，由图11-20查得，SF =1.25 F3 = = =172MPa F4 = = =136MPa3）齿根弯曲疲劳强度F3 =YF YS Y Y=2.611.570.710.85= 80.5 F3F4 =F3=80.5=78.94 F44）结论：通过校核，满足齿根弯曲疲劳强度。4.2.5齿轮上作用力的计算1、高速级齿轮传动的作用力1）已知条件：高速轴传递的扭矩T1=59.78103N.mm，n1=970r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=91mm，1=21.5，cos1=0.9304，si
21、n1=0.36652）小锥齿轮1上的作用力（1）圆周力Ft1=1592.54N圆周力的方向与力作用点圆周速度方向相反。（2）径向力Fr1= Ft1tancos1=1592.54tan20cos21.5=539.3N其中：为压力角，=20径向力的方向为由力作用点指向齿轮1的转动中心。（3）轴向力Fa1= Ft1tansin1=1592.54tan20sin21.5=212.4N轴向力的方向为沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端。（4）法向力Fn1=1694.7N3）齿轮2上的作用力：与齿轮1上的作用力相等，方向相反。2、低速级齿轮传动的作用力1）已知条件：中间轴（轴）传递的扭矩T2=338.82103
22、N.mm，n2=381.89r/min，齿轮螺旋角=12.38，大、小齿轮螺旋旋向相反，小齿轮分度圆直径d3=86mm2）小齿轮3上的作用力（1）圆周力Ft3=7879.5N圆周力的方向与力作用点圆周速度方向相反。（2）径向力Fr3= Ft3 =7879.5=2936.2N其中：n为法面压力角，n=20径向力的方向为由力作用点指向齿轮3的转动中心。（3）轴向力Fa3 = Ft3tan=7879.5tan12.38=1729.5N轴向力的方向用右手法则来判断确定。（4）法向力Fn3=8584.8N3）齿轮4上的作用力：与齿轮3上的作用力相等，方向相反。5. 轴系的设计计算5.1高速轴的设计1）已
23、知条件高速轴（轴I）传递功率P1=20.06kW，n1=970r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=91mm，齿宽中点处分度圆直径dm1=（1-0.5R）d1=75.075mm，齿轮宽度b=60mm。2）轴的材料选择选用45号钢，调制处理，热处理硬度HB217255。3）轴的强度计算轴的强度计算均按照实心轴进行计算（1）按扭转强度计算 d1 = A = 115=31.56mm式中：T1高速轴传递的扭矩，T1=59.78N.m； 许用切应力，查表5-1-7得=35MPa，A=115按照表5-1-8，该轴增大后的直径31.56+31.565%=33.14mm（2）按弯矩合成强度计算校核 = -1d
24、 = 式中：轴截面的工作应力，MPaM轴截面的合成弯矩，N.mm脉动循环系数，=0.6T轴截面的转矩，N.mm-1许用弯曲应力，MPa，查表5-1-1得，-1=215MPaM= =63115Nmm= =19.95MPa -1符合设计要求4）支承点的载荷计算根据轴的支点布置，可取轴承1和轴承2的跨度L1=80mm，轴承2与齿轮宽度中点距离L2=120mm。则Fr1=Ft =1592.54=637NFr2=Ft =1592.54=956N5.2 中间轴的设计计算1）已知条件中间轴（轴II）传递功率P2=18.86kW，n2=381.89r/min，传递转矩T2=338.82N.m，小齿轮分度圆直径
25、d3=86mm，齿轮宽度60mm。2）轴的材料选择选用45号钢，调制处理，热处理硬度HB217255。3）轴的强度计算轴的强度计算均按照实心轴进行计算（1）按扭转强度计算 d2 = A = 115=42.19mm式中：T2中间轴传递的扭矩，T2=338.82N.m； 许用切应力，查表5-1-7得=35MPa，A=115按照表5-1-8，该轴增大后的直径42.19+42.195%=44.3mm（2）按弯矩合成强度计算校核 = -1d = 式中：轴截面的工作应力，MPaM轴截面的合成弯矩，N.mm脉动循环系数，=0.6T轴截面的转矩，N.mm-1许用弯曲应力，MPa，查表5-1-1得，-1=215
26、MPaM= =361578Nmm= =47.7MPa -1符合设计要求4）支承点的载荷计算根据轴的支点布置，可取轴承1和锥齿轮的距离L1=100mm，锥齿轮和小斜齿轮的跨距L2=150mm，小斜齿轮与轴承2的跨度L3=100mm。则Fr3=Ft =7879.5=2251NFr4=Ft =7879.5=5628N5.3 低速轴的设计计算1）已知条件低速轴（轴）传递功率P3=17.38kW，n3=95.49r/min，传递转矩T3=1378.2N.m，齿轮分度圆直径d4=344mm，齿轮宽度95mm。2）轴的材料选择选用45号钢，调制处理，热处理硬度HB217255。3）轴的强度计算轴的强度计算均
27、按照实心轴进行计算（1）按扭转强度计算 d3 = A = 115=65.17mm式中：T3低速轴传递的扭矩，T3=1378.2N.m； 许用切应力，查表5-1-7得=35MPa，A=115按照表5-1-8，该轴增大后的直径65.17+65.175%=68.43mm（2）按弯矩合成强度计算校核 = -1d = 式中：轴截面的工作应力，MPaM轴截面的合成弯矩，N.mm脉动循环系数，=0.6T轴截面的转矩，N.mm-1许用弯曲应力，MPa，查表5-1-1得，-1=215MPaM= =1446312Nmm= =52MPa S2所以： Fa1=S1=199N Fa2= S1+ Fa1=413.4N3）
28、当量载荷轴承=0.31e=0.37，因此，由表6-1-20查得X2=0.4，Y2=1.5P2= fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5（0.4956+1.5413.4）=1504N4）轴承寿命由于P120000h满足要求。5.4.2 轴轴承的设计校核1）初选轴承型号：按照轴的轴径和工作条件，初选轴承型号为30209，由表6-1-54查得，Cr=64.2kN，C0r=47.8kN，e=0.4，Y=1.5。2）计算两轴承所受的轴向力S3、S4和轴向载荷Fa3和Fa4由表6-1-21： S3=662N S4=1876N因为： S3+Fa3=662+1729.5=2391.5S4所以： Fa3=S3=
29、662N Fa4= S3+ Fa4=2391.5N3）当量载荷轴承=0.29e=0.4，因此，由表6-1-20查得X4=0.4，Y4=1.5P4= fp(X4Fr4+Y4Fa4)=1.5（0.45628+1.52391.5）=8758N4）轴承寿命由于P320000h满足要求。5.4.3 轴轴承的设计校核1）初选轴承型号：按照轴的轴径和工作条件，初选轴承型号为30314，由表6-1-54查得，Cr=208kN，C0r=162kN，e=0.35，Y=1.7。2）计算两轴承所受的轴向力S5、S6和轴向载荷Fa5和Fa6由表6-1-21： S5=719N S6=1805N因为： S5+Fa5=719
30、+1729.5=2448.5S4所以： Fa5=S5=719N Fa6= S5+ Fa5=2448.5N3）当量载荷轴承=0.29e=0.4，因此，由表6-1-20查得X6=0.4，Y6=1.5P6= f6(X6Fr6+Y6Fa6)=1.5（0.46136+1.52448.5）=8758N4）轴承寿命由于P320000h满足要求。5.5 键的设计计算5.5.1 轴上键的初选 键的材料的抗拉强度应不小于600MPa轴键的尺寸：128，工作长度L=50轴键的尺寸：锥齿轮149，工作长度L=50，小斜齿轮149，工作长度L=80轴键的尺寸：2012，工作长度L=805.5.2 校核计算公式 p =
31、p = 式中：T转矩，N.mm d 轴的直径，mml 键的工作长度，mmh 键的高度，mmk 键与轮毂的接触高度，mm，平键kh/2b 键的宽度，mmp键连接的许用挤压应力，MPa 键连接的许用剪切应力，MPa 查表3-3-3，p=110MPa，= 90MPa5.5.3 计算结果 1）轴键p1 = =14.95MPa 110MPa 1 =5MPa 90MPa2）轴键锥齿轮：p2 = =60.23MPa 110MPa 2 =19.36MPa 90MPa小斜齿轮：p3 = =30.8MPa 110MPa 3 =9.63MPa 90MPa3）轴键p4 = =76.57MPa 110MPa 4 =22
32、.97MPa 90MPa根据以上计算校核，所选键均符合要求。6 减速器附件的选择 1）通气塞由于在室内使用，选用简易式通气塞，型号规格M121。2）油面指示器油面变动范围大约18mm，选用A20型圆形游标。3）起吊装置采用箱盖吊环螺钉，根据箱体重量，选取规格为M12，下箱体设计为吊耳式。4）放油螺塞选用外六角油塞加垫，型号规格M161.5。7 润滑与密封1）齿轮润滑采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽。2）滚动轴承润滑由于轴承圆周线速度3.6m/s，因此，开设油槽，采用溅油润滑。3）选择润滑油齿轮与轴承采用同种润滑油较为方便，选用中负荷工业齿轮油220。4）密封方法选用凸缘式端盖调整，毡圈密封。轴承盖尺寸由所选轴承外径决定。此方法结构简单，操作方便，易于调整。8 参考文献 1）机械设计实用手册第二版，吴宗泽主编，化学工业出版社。2）新编机械设计实用手册，蔡春源主编，学苑出版社。3）机械零件设计手册，杨黎明、黄凯、李恩至、陈仕贤编，国防工业出版社。4）机械设计手册，第二版（修订），机械设计手册联合编写组编，化学工业出版社。