机械设计课程设计带式运输机的传动装置设计（全套图纸）.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机的传动装置设计全套CAD图纸，联系153893706班级：机自0906班 学号：姓名：指导教师： 机械工程学院一内容提要： 减速机装配图一张 零件工作图二张（含齿轮工作图一张，轴工作图一张） 设计计算说明书一份 设计小结一份二设计步骤及目录设计运送原料的带式运输机所用的圆柱齿轮减速器，具体内容是：1 设计方案论述。2 选择电动机。3 减速器外部传动零件设计。4 减速器设计。1) 设计减速器的传动零件；2) 对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度；按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度；选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；选择各键，验算输出轴上键连接的强度；3) 选择各配合尺寸处的公差与配合；4) 决定润滑方式，选择润滑剂；5. 绘制减速器的装配图和部分零件工作图；6. 编写设计说明书。设计任务書设计带式输送机传动装置一.带式运输机传动示意图 二.已知条件：1  输送带工作拉力F= 7.5kN； 2输送带工作速度 =2.4m/s(允许输送带速度误差为 )；3  滚筒直径D450mm；4  滚筒效率 0.96； 5工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期8年；7 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度为35°C；8 动力来源电力，三相交流，电压380/220V；9 检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；10 制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。三.备选方案 1.带单级圆柱齿轮减速器 优缺点：传动比一般小于5，传递功率可达数万瓦，效率较高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。2.二级展开式圆柱齿轮减速器优缺点：第一级是直齿式，第二级是斜齿。此结构的特点是：结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴要有较大的刚度。适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方便，但尺寸结构较大。3.链单级圆柱齿轮减速器优缺点：传动比一般小于5，传递功率可达数万瓦，效率较高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。链传动不均匀，有冲击。机械设计 传动装置设计（带式输送机）项目设计内容，步骤和说明结果一选择传动装置类型（方案）此机构为二级展开式圆柱齿轮减速器，第一级是直齿式，第二级是斜齿。此结构的特点是：结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴要有较大的刚度。适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方便，但尺寸结构较大。选择两级展开式圆柱齿轮减速器二选择电动机确定电动机容量PcdPw/（kw）Pcd：传动装置需输入功率；Pw：工作机需输入功率PwFj×Vj/1000w（kw）；Pw=7.5*2.4/0.96=18.75kw：电动机至工作机的总效率×××其中每对轴承的效率；每对啮合的效率；每个联轴器的效率；搅油效率查表可得0.99 0.98 0.98 0.99算出=0.886Pcd=18/0.886=21.37kw2根据Pcd查资料选电动机Y180L-4，得Pd22 kw，nm1470r/minPd22kw=0.877nm1470r/min电动机选Y180L-4型三计算总传动比和传动比分配1总传动比i=nmnj滚筒转速nj1000×60×V/×D算出:n=102 r/minn=1470 r/min i=1470/102= 14.412传动比分配i1×i2=（1.31.5），由此得到，=4.37， =3.3：为第一级传动比；：为第二级传动比=102 r/mini14.41i4.37i3.3=4.37=3.3四计算传动装置的运动和动力1各轴转速确定： n1=nm n1=1470r/minn2=n1/i1 n2=336.384r/min n3=n2/i2 n3=101.9345r/min2各轴功率计算（kw）：P1Pd×01 P122×0.98×0.99=21.344kw01：电动机与轴间的传动效率PP1×12 P2=21.344×0.98×0.99=20.71kw12：为轴和轴间的传动效率2×23 =20.71×0.98×0.99=20.10kw23：为轴和轴间的传动效率各轴的转矩计算：Td9550×Pdnm（N*）TTd×01138.663N*TT×12588.023N*TT×231883.121 N*转速（r/min）1470336.384101.935功率（Kw）P21.344P20.71P20.10转矩（N*m）T138.663T588.023T1883.12五。传动零件设计一齿轮设计：第一级齿轮设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料和齿数1）按前面提出的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）减速器为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择；选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2= i1·z1=104.88,取105.2. 按齿面接触强度设计有设计公式进行试算，即1）。确定公式内的各计算值1.试选载荷系数Kt=1.3 2.由表10-7选取齿宽系数d=13.由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa4.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa；5.计算应力循环次数 根据已知条件得减速器工作时间为8年，每年的工作日为300天，每天为两班制。即每天为16个小时。=3.387×/4.37=0.775×6.由图10-19查得解除疲劳寿命系数=0.90；=0.957.计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数S=1 得 =0.9600MPa=540 Mpa=0.95550MPa=522.5 Mpa8. 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值d=71.47mm（1） 计算圆周速度vV=d1tn1/60*1000=5.50m/s（2） 计算齿宽b=d*d1t=1*71.47=71.47mm（3） 计算齿宽与齿高之比b/h模数 m1= d1t/z1=2.978mm齿高 h=2.25m1=2.25*2.978=6.70mmb/h=74.47/6.70=11.11（4）计算载荷系数根据v=5.5m/s，7级精度，由图10-8（P194）查动载荷系数kv=1.15；直齿轮，假设。由表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.420由b/h=10.65,KH=1.420查图10-13得KF=1.35；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.151.21.42=1.9596(5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得71.47*1.147=82mm(6)计算模数m m=82/24=3.417mm3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 1） 确定公式内的各计算数值（1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数,（3） 计算弯曲疲劳许用应力k取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得=.=（4）计算载荷系数K11.151.21.35=1.863（5）查取齿形系数 由表10-5查得（6）查取应力校正系数 由表10-5查得； （7）计算大，小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.47并就近圆整为标准值m=2.5mm,取大于接触强度的分度圆直径 82mm，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。4.几何尺寸计算1）计算分度圆直径2)计算中心距 a=(82+360)/2=221mm3）计算齿轮宽度取B1=90mm,B2=85mm第二级齿轮设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料和齿数1）按前所提出的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。 由表10-1(P189)选择小齿轮材料40Cr（调制），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数z3=24，大齿轮齿数z4= i2*z3=3.3×24=79.2取z4=805)初选螺旋角=142.按齿面接触强度设计有设计公式进行试算，即1） 确定公式内的各计算值（1） 试选载荷系数 Kt=1.6 （2）由表10-7选取齿宽系数d=1（3）由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa（4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa；（5）计算应力循环次数 根据已知条件得减速器工作时间为8年，每年的工作日为300天，每天为两班制。即每天为16个小时。 N160n1jLh60×330.384×1×（2×8×300×8）7.612*108 N2N1/3.32.31*108（6）由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.9； =0.96（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数S=1 得 =0.9600MPa=540MPa =0.96550MPa=528MPaMPa(8)由图1030选取区域系数ZH=2.433(9)由图10-26查得, 则(10)T2=9550P2/n2=P2=22*0.98*0.99*0.0.98*0.99=20.71Kw2）计算(1)d1t=103.577mm(2)计算圆周速度(3)计算齿宽及模数b=1*103.577=103.577mm=103.577*cos140/24=4.18mm h=2.25=2.25×4.18mm=9.421mm(4)计算纵向重合度(5)计算载荷系数K已知使用系数根据V=1.823m/s,七级精度，由图108得动载系数 Kv=1.02由表104查得的计算公式由表1013查得由表103查得载荷系数=1×1.02×1.42×1.4=2.03(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 = = 1.3.477*1.126=116.63mm(7)计算模数 = =116.63*cos14/24mm=4.72mm3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 2） 确定公式内的各计算数值(1) 计算当量齿数zv2=z2/(cos)3=80/（cos14）3=87.57(2)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；(3)图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；(4)计算弯曲疲劳许用应力 弯曲疲劳安全系数S=1.4，得(5)计算载荷系数K (6)查取齿形系数 由表10-5查得；YFa2=2.221(7)查取应力校正系数由表10-5查得；Ysa2=1.775(8)计算大，小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。(9)根据纵向重合度=1.903由图1028查得螺旋角影响系数=0.882）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由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弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.10并圆整为=2.5mm,按接触强度的分度圆直径118mm，算出小齿轮齿数, 取46大齿轮齿数=463.3=152这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算(1)计算中心距将中心距圆整为255mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 由于螺旋角差值不大，故等值不必修正（3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1 =z1*mn/cos14.0=118mm d2 =z2*mn/cos14.0=392mm(4)计算齿轮宽 b=118mm圆整后取B1=115mm，B2=110mm整理表格为齿轮分度圆直径(mm)齿轮宽度(mm)齿数18290332360851443118125464392120152二设计及轴承本次设计中，轴承内圈都是用挡油环定位，外圈用轴承端盖定位。并以左轴承为1，右轴承为2。一轴I的相关计算1）初步选取最小轴径 选取的材料为40Gr，调质处理。根据表153，取Ao=105，于是得 2）确定轴的最小直径并选取联轴器(1)联轴器的计算转矩考虑到转矩变化小,选=1.5,所以:=138.386×1.5=207.579 N.m(2)选取联轴器由于要考虑到电动机输出轴直径，而且轴的最小直径连接联轴器，所以选轴的最小直径为30mm.同时选得联轴器为凸缘联轴器,型号为GY5，L1=60mm,L=82mm.3）轴的结构设计（1）为了定位半联轴器，取，比60mm略小，直径=30mm（2）为了满足半联轴器的定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径=35mm,为了安装联轴器方便并安装轴承端盖，取（3）在3-4段为一轴承，初选轴承6309，内径,轴承内圈用挡油环定位，L34待定（4）安装同一组轴承，所以，长度轴承宽度23mm+轴承到内壁距离10mm+齿轮1到内壁距离15mm=48mm （5）L56=86mm,即比齿轮宽略小，并做成齿轮轴，=45mm （6）为了定位挡油环，取，长度=齿轮1到齿轮3的距离15mm+三齿轮的宽度125mm=140mm（7）待定的长度轴承宽度23mm+轴承到内壁距离10mm+三齿轮到内壁距离15mm=48mm（8）5处得轴肩宽10mm，直径为50mm二轴II的相关计算1） 初选轴的最小直径选取轴的材料为40Gr,调质处理。根据表153，取Ao=105，于是得 2)确定轴的最小直径考虑到轴承是标准件，选取轴的最小直径为45mm, 轴承为303093）轴的结构设计（1） 轴段12用于安装轴承，所以45m,轴段长度L12=轴承宽度27.25mm+轴承到内壁距离10mm+一齿轮到内壁距离15mm+4mm(为了齿轮2定位可靠)+5mm(齿轮一宽于齿轮二)=60.75mm （2） 轴段23用于安装齿轮二并定位挡油环，所以选取50mm, 轴段长度L23=齿轮二的宽度85mm-4mm(为了定位可靠)=81mm（3） 轴段34定位齿轮二右端，因此选择轴段直径d34=57mm,轴段长度L34=5 mm(齿轮一宽于齿轮二)+齿轮二到齿轮三的距离10mm=15mm（4） 轴段45用于安装齿轮三并定位挡油环，所以选取50mm, 轴段长度L45=齿轮3的宽度125mm-4mm(为了定位可靠)=121mm（5） 轴段56用于安装轴承，所以45m,轴段长度d56轴承宽度27.25mm+轴承到内壁距离10mm+齿轮3到内壁距离15mm+4mm(为了齿轮3定位可靠)=60.75mm三.轴III的相关计算1） 初选轴的最小直径选取轴的材料为40Gr,调质处理。根据表153，取Ao=105，于是得 2）确定轴III的最小直径并选取联轴器(1)联轴器的计算转矩考虑到转矩变化小,选=1.5,所以: =1.5×1081.31×1000=1621965 N.mm(2)选取由于轴的最小直径连接联轴器，所以选轴的最小直径为65mm.同时选得联轴器为凸缘联轴器,型号为GY8型 ，L1=107mm,L=142mm.3）轴的结构设计（1）为了定位半联轴器，取，比107mm略小，直径=65mm（2）为了满足半联轴器的定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径=70mm,为了安装联轴器方便并安装轴承端盖，取L23=55mm（3）在3-4段安装一轴承，初选轴承30215，内径d34=75mm轴承内圈用挡油环定位，长度待定（4）安装同一组轴承，所以d67=75mm长度轴承宽度27.25mm+轴承到内壁距离10mm+三齿轮到内壁距离15mm+5mm(齿轮三宽于齿轮四)+4mm（保证齿轮四定位）=61.25mm （5）L56=120mm（齿轮宽）-4mm（保证齿轮四定位）=116mm ，d56=80mm（6）为了定位齿轮四左端，取d45=85mm长度=5mm(齿轮3宽于齿轮4) +15mm+齿轮2的宽度85mm+5mm(齿轮1宽于齿轮2)=110mm（7）待定的长度轴承宽度27.25mm+轴承到内壁距离10mm+一齿轮到内壁距离15mm=57.25mm小齿轮材料为40Gr（调质）硬度为280HBSz1=24z2=i1·z1=104.8,取105.d1t=71.47mmV=5.50m/sd1=82mm模数m=2.5mm分度圆直径：d1=82mmd2=360mm中心距： a=221mm齿宽:b=82mmB1=90mm,B2=85mmd1t=103.577mmv=1.823 m/sb=103.577mm=4.18mmh=9.405mmMn=2.5mm分度圆直径d1 =118mmd2 =392mm中心距a=255齿宽b=118mmB1=125mm，B2=120mm=30mm=35mm48mm48mm=140mmd12=45mL12=60.75mmd23=50mmL23=81mmd34=57mmL34=15mmd45=50mmL45=121mmd56=45mmL56=60.75mm=65mmL23=55mm=70mmL34=57.25mmd34=75mmL45=110mmd45=85mmL56=116mmd56=80mmL67=61.25mmd67=75mm六。装配结构草图绘制七。各轴强度校核1.轴I的强度校合（1）求作用在齿轮上的力（2）求轴承上的支反力垂直面内：N N水平面内： （2） 画受力简图与弯矩图根据第四强度理论且忽略键槽影响（，）载荷水平面H 垂直面V支反力F 弯矩M弯矩M 总弯矩扭矩TT=138633N.mm所以轴的强度足够2.校合轴II的强度（1）求作用在齿轮上的力 3381.30N1230.69N（2）求轴承上的支反力水平面内： 求得162N 求得-2670N垂直面内： 求得=5646N 求得=7700N（3） 画受力简图与弯矩图 (4)按弯扭合成应力校核轴的强度在两个轴承处弯矩有最大值，所以校核这两处的强度 载荷水平面H 垂直面V支反力F=5646N=7700N162N-2670N弯矩M1弯矩M2总弯矩M1总弯矩M2扭矩TT=588023N.mm精确校核轴的疲劳强度1）判断：危险面为A面与B面2）对截面III截面III左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面A左侧的弯矩M为 截面A左侧的扭矩T为 截面A上的弯曲应力截面A上的扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。查表15-1得,由 , ，查得，查得材料的敏性系数为 ,应力集中系数为 查得表面质量系数 查得尺寸系数为 ；查得扭转尺寸系数为 计算得综合系数为取40Cr的特征系数为 ，取 ，取计算安全系数故可知截面III左侧安全截面A右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面A左侧的弯矩M为 截面A左侧的扭矩T为 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。查得,过盈配合处的, 查得=3.48，并取查得表面质量系数 查得尺寸系数为 ；查得扭转尺寸系数为 计算得综合系数为取40Cr的特征系数为 ，取 ，取计算安全系数故可知截面A左侧安全综上，截面A两侧均安全综合以上分析，轴强度合格3.轴III的强度校合（1）求作用在齿轮上的力由前面计算可知作用在齿轮四上的力的大小等于作用在齿轮三上的力，即：(2)求轴承上的支反力垂直面内： 求得=1542N =926N水平面内： 求得（4） 画受力简图与弯矩图（5） 校合齿轮处截面 载荷水平面H 垂直面V支反力F=1542N =926N弯矩M1弯矩M2总弯矩扭矩TT=188312Nmm所以轴III的强度合格八。轴承寿命校核各对轴承寿命计算1.校合轴承I的寿命（1）求当量动载荷由于载荷较平稳，选由于左轴承所受支反力较大，因此只校合左轴承P=1.12344.75=2580N(2)求寿命轴承6308的当量动载荷为40.5KN,所以 所以轴承合格。2.校合轴承II的寿命（1）求当量动载荷由于载荷较平稳，选轴承30309 e=0.35 Y=1.7两个轴承的径向力为： 派生轴向力为： 外加轴向力Fa=2485N因为所以Fa1=Fd1=2485NFa2=Fa1+Fd1=2485-1661=1297N所以N 可见轴承1的载荷大>4年所以轴承II合格3.校合轴承III的寿命（1）求当量动载荷 由于载荷较平稳，选轴承30215的Cor=185KN,Cr=138KNe=0.44 Y=1.4两个轴承的径向力为： · 因为e=0.44,派生轴向力为：外来轴向力为因为 所以2966N2485+2360=5454N与e值比较：所以X1=0.35,Y1=1 因为，所以校合左轴承所以轴承合格九。键联接强度计算1.轴I上键的选择与校核联轴器的键联接1由轴径30mm以及轴长58mm选取键8×7，长度为56mm齿轮1的键联接2由轴径45mm以及轮毂长90mm选取键14×9，长度为80mm由于键及轮毂皆为钢材料，许用挤压应力键的强度校核2.轴II上的键选择与校核（1）联接齿轮2的键联接3考虑到轴径为50mm,齿轮轮毂为85mm,选取键14×9，长度为80mm由于键及轮毂皆为钢材料，许用挤压应力所以键连接强度足够（2）连接齿轮3的键联接4考虑到轴径为50mm,齿轮轮毂为125mm,选取键14×9，长度为110mm所以键连接强度足够3.轴III上键的选择与校核联轴器的键联接5由轴径65mm以及轴长105mm选取键18×11，长度为100 齿轮四的键联接6由轴径75mm以及轮毂120mm选取键20×12，长度为100所以键连接强度足够润滑与密封（1）润滑： 齿轮采用浸油润滑。参考机械设计P233。当齿轮圆周速度时，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。齿轮浸入油中的深度可视齿轮的圆周速度而定，对圆柱齿轮通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。本设计中，所选的润滑油为SH0357-92系列中的50号润滑油。 轴承采用脂润滑，用挡油环将油和脂分开。（2）密封：防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑油的漏失。因此在端盖处用了密封垫片和垫圈。（3）、减速器的箱体和附件：、箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。 材料为：HT200。、附件：包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、起盖螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、溅油轮、起吊装置。 参考资料：1、机械设计 第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社 2 机械设计 4版 邱宣怀 主编 高等教育出版社3机械设计课程设计手册 吴宗泽罗圣国主编 高等教育出版社4、工程图学 左宗义 主编华南理工大学出版社5、机械原理 郑文纬吴克坚 主编高等教育出版社6机械设计课程设计 张福洲 主编 西北工业大学出版社7机械设计课程设计手册 第二版