机械设计课程设计设计用于带式运输机的传动装置.doc

机械设计课程设计计算说明书题目：设计用于带式运输机的传动装置机械设计制造及自动化专业班级：学号：设计者：指导老师：2009年12月30日上海*大学*学院目 录1. 设计任务书 32. 系统总体方案设计（附总体方案简图） 3-43. 原动机选择 4-54. 计算总传动比及确定各级传动比 65. 传动装置及动力参数计算 66. 传动零件的设计 7-157. 减速箱箱体结构尺寸计算 168. 轴的计算 17-259. 滚动轴承的选择和计算 25-2810. 连接的选择和计算 28-3011. 联轴器的选择 30-3112. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 31-3313. 附件设计 33-3414. 设计心得 3415. 参考资料 351. 设计任务书带式运输机工作原理带式运输机传动示意图如右图所示已知条件工作条件：每天两班制工作，每年工作300天，连续单向回转，工作时有轻微振动，；使用折旧期：使用年限10年；检修间隔期：大修期3年动力来源：电力，三相交流380/220V；运输带速度允许误差：±5%；制造条件及生产批量：生产厂可加工78级精度的齿轮，生产批量为10台。设计数据2. 系统总体方案设计（附总体方案简图）1.方案a. 带单级斜齿圆柱齿轮减速器b. 选择此方案的原因：本方案选择电机带动带传动和单级斜齿圆柱齿轮减速器传动。带传动的优点是：1.适用于中心距较大的传动。2.带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收震动。3.过载时带轮间会出现打滑，打滑虽使传动失效，但可防止损毁其他零件。4.结构简单、成本低廉。而单级斜齿圆柱齿轮减速器同样也是结构简单、成本低廉、易于维修。斜齿轮较之直齿轮，具有传动平稳，承载能力高等优点，故选用斜齿轮。这样的选择有助于提高生产效率，噪声较低，适用面广。2.内容按照给定的原始设计数据35和传动方案a设计减速器完成装配底图（1#草图）手绘1张减速器装配图（1#）一张零件工作图两张（3#大齿轮、低速轴）计算说明书一份（6000字左右）3. 原动机选择（参考2 p187）1、电动机类型Y系列三相异步电动机性能参数：型号：中小型系列为Y系列；Y112M-4表示：异步电动机，中心高度112mm，中机座，1号铁心，2极额定功率：满载运行时输出的功率满载转速：额定工作情况下运行的转速，略小于同步转速原始数据运输带工作拉力F(N)：2000运输带工作速度v(m/s)：1.6卷筒直径D(mm)：2902、电动机功率􀂄卷筒输出功率（工作机所需功率）：Pw=Fw vw / 1000 =2000×1.6/1000=3.2KWnw=60×1000v/D=60×1000×1.6/3.14/290=105.4 r/min􀂄传动装置总效率a效率查2表1-7(p5)带传动效率0为0.96 齿轮副效率1（1对）为0.97滚动轴承效率2（3对）为0.99齿式联轴器效率3 为0.99卷筒效率w 为0.96总效率a=0×1××3×w=0.96×0.97×0.993×0.99×0.96=0.86􀂄所需电动机功率PdPd = Pw /a=3.2/0.86=3.723、电动机转速􀂄 滚筒轴转速：nw=60×1000vw/D=105.4 r/min􀂄 总传动比范围i=xy：i=i带范围×i单减范围=（17）×（46）=442各传动比范围见2表1-8(p5)􀂄 所需电动机的转速范围：nd= inw =(442) nw =421.64426.8􀂄 所需电动机的同步转速：3000r/min 、1500r/min、1000r/min 、750 r/min（红字推荐）选择1500r/min为电动机的同步转速，即nd =1500r/min4、电动机型号按所需的Pd、nd查2表12-1(p167) 查2表12-3(p168)表格列出电动机主要技术数据：型号额定功率Pm满载转速nm轴径D轴伸长E中心高HY112M-44 KW1440 r/min28 mm60 mm112 mm4.计算总传动比及确定各级传动比（参考2 p196）1、传动装置总传动比ii = nm / nw =iV× i减=i0× i1i0：V带传动传动比 i1：单级齿轮减速器传动比i=nm / nw =1440/105.4=13.672、确定各级传动比原则：大带轮半径不能超过减速器中心高，应使i0< i1􀂄选择V带传动传动比i0（2表1-8(p5) ）选V带传动传动比i0=3􀂄减速器传动比i1=i/ i0（如果超出2表1-8(p5)6的范围，则增大i0或重新确定（降低）电动机转速nd、nm )。单级齿轮减速器传动比i1=i/ i0=13.67/3=4.565. 传动装置及动力参数计算1、各轴转速(r/min)n0=nm=1440n=nm/i0=1440/3=480n= n/i1=480/4.56=105.34n= n=105.342、各轴输入功率（kW）P0=Pd=3.72P=P00=3.72×0.96=3.57P= P12=3.57×0.97×0.99=3.43P = P23=3.43×0.99×0.99=3.36注：滚筒输出功率：Pw= P34=3.36×0.99×0.96=3.193、各轴输入扭矩（N.m）T0=9550×Pd/ nm =9550×3.72/1440=24.67T=9550×1000×P/n=9550×3.57/480=71.03T =9550×1000×P/n=9550×3.43/105.26=310.96T =9550×1000×P/n=9550×3.36/105.26=304.61注：滚筒输出功率：Tw =9550×Pw/nw=9550×3.19/105.4=304.614、运动和动力参数汇总编号功率P/kW转速n/(r/min)转矩/(N.m)传动比0轴3.72144024.67（i0 =3）3.5748071.03（ i1=4.56 ）3.43105.34310.9613.36105.34304.616. 传动零件的设计计算及说明结果一 设计V带传动（参考1 p221）1、求计算功率Pc查1中表13-8得KA=1.1，故Pc=KAPd=1.1×3.72=4.092、选V带型号选用普通V带，根据Pc =4.09KW，n0=1440r/min，由1图13-15查出此坐标点位于A型处。3、选择和计算带轮的基准直径d1 、d2由1表13-9，d1应不小于75，现取d1=100 mm，由1式（13-9）得由1表13-9取d2=300 mm4、验算带速v 带速在525 m/s范围内，合适。5、求V带的基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5×（100+300）mm=600 mm取a0=600 mm符合0.7（d1+d2）< a0<2（d1+d2）。由1 式（13-2）得带长 查1 表13-2，对A型带选用Ld=1800 mm。再由1 式（13-16）计算实际中心距6、验算小带轮包角由1 式（13-16）得合适。7、求V带根数z由1 式（13-15）得今n1=1440 r/min，d1=100 mm，查1表13-3得P0=1.32 KW由1 式（13-9）得V带实际传动比减速器实际传动比 轴实际转速n=480 r/min轴实际输入扭矩T=71.03 N.m查表13-5得 =0.17 KW由查表13-7得 =0.95, 查表13-2得KL=1.01,由此可得取3根。8、求作用在带轮轴上的压力FQ查表13-1得q=0.1 kg/m，故由式（13-17）得单根V带的初拉力作用在轴上的压力带轮的结构设计注意事项：1、取电动机轴工作功率Pd计算（不是额定功率）2、小带轮顶圆半径应小于电动机中心高3、带轮直径圆整为标准直径，确定后重新计算带传动实际传动比i0 （保留小数23位），修正nI、TI以及i14、带的根数不多于五根选用A带小带轮直径=100mm大带轮直径=300mm带长=1800mm带轮中心距a=577.5mmz=2.86皮带选用3根=905N结构简图：计算及说明结果设计选用齿轮（参考1 p178结合p175 ）1、选择材料及确定许用应力小齿轮用45调质处理，齿面硬度为197286 HBS，=590 MPa，=450 MPa，（表11-1），大齿轮用45正火处理，齿面硬度为156217 HBS， =380 MPa，=310 MPa（表11-11）。由表11-5，取，2、按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1（表11-3），齿宽系数（表11-6），小齿轮上的转矩T1= T×103=71.03 ×103=71030取ZE=189.8（表11-4）取ZH=2.5，螺旋角取螺旋角系数传动比 由式（11-9）齿数取，则故减速器实际传动比实际总传动比实际滚筒轴转速误差范围合适。模数齿宽，取，按表4-1取，实际的，中心距实际螺旋角3、验算轮齿弯曲强度当量齿数 齿形系数（图11-8），（图11-9），由式（11-10） 安全。4、齿轮的圆周速度对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。5、几何尺寸计算6、大齿轮零件工作图设计（参考2 p163表11-6） 1）、计算结构尺寸 大齿轮零件工作图设计1、m取标准值，且不要小于2mm2、采用斜齿圆柱齿轮。3、斜齿轮的中心距a通过调整螺旋角使以0或5结尾4、齿宽要圆整；分度圆、齿顶圆、齿根圆直径、螺旋角保留小数23位；按经验公式计算的结构尺寸均须取整数。5、小齿轮45调质，大齿轮45正火6、齿轮精度8级7级7、齿数圆整后，验算传动装置总传动比误差应±5小齿轮用45号锻钢调质大齿轮用45号锻钢正火齿数法面模数mm中心距螺旋角齿轮的圆周速度选8级制造精度结构简图：7. 减速箱箱体结构尺寸计算已知小齿轮 ，大齿轮 中心距 由2表11-1减速器箱体主要结构尺寸可知如下：名称符号一级齿轮减速器型式及尺寸关系/mm尺寸关系计算数值取值箱座壁厚5.3258箱盖壁厚5.3258箱盖凸缘厚度1212箱座凸缘厚度1212箱座底凸缘厚度2.52020地脚螺钉直径18.22820地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径0.751516盖与座连接螺栓直径0.51010连接螺栓的间距L150-200150100轴承端盖螺钉直径0.488视孔盖螺钉直径0.366定位销直径0.79.610大齿轮顶圆与内箱壁距离9.610齿轮端面与内箱壁距离89箱盖、箱座肋厚6.88df、d1、d2至外箱壁距离C12表11-2df=26d1=22d2=16df=26d1=22d2=16df、d1、d2至凸缘边缘距离C22表11-2df=24d1=20d2=14df=24d1=20d2=148.轴的计算1. 小齿轮轴各段直径和长度1按1p245式（14-2）计算并取整数C是由轴的材料和承载情况确定是常数，查1表142，轴材料为45，对应的C为107118，取C=110。且取1=25mm定位轴肩高度h按1p243图14-10确定。取h=5mm查1p224表13-10 V带轮的轮槽尺寸查出A型带对应的f=9，e=15带轮宽度B=2f+(z-1)e=2×9+(3-1)×15mm=48mm。L1=B-23mm=45mm。2=1+2h=（25+2×5）mm=35mm并按 2p90表7-12毡圈油封相配轴径圆整,取2=35mm合适。轴承座宽B1=+C1+C2+510=5560 取B1=55mmL底=22+2+b1=89mmL= L底-2+2B1=183mme=1.2d3=9.6mm初选角接触球轴承7008AC，轴承外径D=68mm, 轴承宽B=15mmm1=L/2-b1/2-2-3-轴承宽B=35mmL2=30+e+m1=64.5mm 取L2=65mm3取0或5结尾的值，以与滚动轴承内径相配。 取3=3=40mm。L3= L3=轴承宽B+3+2=39mm,结合实际情况，取L3= L3=35mm4即为小齿轮轴。L4=b1=55mm2.大齿轮上的低速轴各段直径和长度5 按1p245式（14-2）计算。并按2p95表8-3齿式联轴器的孔径取值（14-2），选GICL1型鼓形齿式联轴器取5=35mm。联轴器长=82mm 取整数L5=80mm定位轴肩高度h按1p243图14-10确定。取 取h=5mm6=5+2h=（35+2×6）mm=45mm并按 2p90表7-12毡圈油封相配轴径圆整取6=45mm。L底=22+2+b2=84mmL= L底-2+2B1=178mme=1.2d3=9.6mm初选角接触球轴承7010AC，轴承外径D=80mm, 轴承宽B=16mmM2=L/2-b2/2-2-3-轴承宽B=26.5mmL6=30+e+m2=66.1mm 取L6=66mm7取0或5结尾的值，以与滚动轴承内径相配。取7=7=50mm。L7=轴承宽B+3+2+(b1-b2)/2+2=44.5mm,结合实际情况，取L7=38.5mm8=7+24mm 取8=55mm查2p53表4-1的d+t1=59.3mm选A型平键16×10长40mm。L8要比大齿轮的宽度50mm略小23mm，取L8=48mm。定位轴肩高度h按1p243图14-10确定。取 取h=7.5mm9=8+2h=55+2×7.5=70mm 取9=70mmL9=h=8mmL7=L/2-b2/2-L9-m2=34mm 取L7=28.5mm因为，齿轮工作时不能把箱体内润滑齿轮的油带到轴承中，则轴承润滑采用润滑脂润滑，即在装配时将润滑脂填入轴承及轴承孔中。为防止当齿轮运转时箱体内的润滑油进入轴承，造成润滑脂流失，轴承内侧端面应安装档油环，由此可定出轴的跨距。2. 设计阶梯轴，确定轴的跨距。根据以上内容，画出减速器装配底图并初步确定轴的跨距。7008C/AC受力点间距L=110m。7010C/AC受力点间距L2=114mm。由带轮设计，参照表13-10，得大带轮的轮毂宽度B=48mm。带轮受力点到轴承7008C/AC间距K=95m。3. 分析计算轴所受的力，画弯矩、扭矩图，校核轴的弯扭复合强度或精确验算轴的安全系数。计算及说明结果1. 小齿轮轴的校核1）、大带轮作用在I轴上的压力，齿轮螺旋角,，作用在小齿轮轴上的转矩=71.03，小齿轮分度圆直径由1式（11-7）得： 2）、求垂直面的支承反力3)、求水平面的支承反力4）、力在支点产生的反力外力作用方向与带传动的布置有关，在具体布置未确定前，按最不利的情况考虑。5)、绘制垂直面的弯矩图6)、绘制水平面的弯矩图7）、力产生的弯矩图a-a截面力产生的弯矩为：8）、求合成弯距图考虑最不利得情况，把和直接相加9）、求危险截面的当量弯矩因轴承外沿处直径较小，而此处当量弯矩又较大，所以认为此处为危险截面，需进行校核。已知=71.03，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数=0.6。其当量弯矩为110）、校核危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表14-1查得，由表14-3查得，则考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%。故可知预选57mm可行。11）计算轴承载荷因外力作用方向与带传动的布置有关，在具体布置未确定前，按最不利的情况考虑2.大齿轮轴的校核作用在大齿轮轴上的转矩：II轴 =310.96NML2=109mm大齿轮分度圆直径考虑为联轴器连接，只传递扭矩。齿轮螺旋角 由公式得：求垂直面的支承反力求水平面的支承反力绘制垂直面的弯矩图绘制水平面的弯矩图求合成弯矩图已知=310.96NM，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数=0.6。其当量弯矩为从图可见a-a截面最危险，已知=310.96NM，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数=0.6。其当量弯矩为校核危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得，由表14-3查得计算轴承载荷 所以确定的尺寸是安全的 。小齿轮轴的设计是合理的。大齿轮轴设计是合理的。9.滚动轴承的选择和计算根据对滚动轴承的工作要求，确定所选轴承的类型为角接触球轴承，然后根据安装轴承处轴的直径，初步选择其型号为7008C/AC、7010C/AC。计算及说明结果1. 对小齿轮轴上轴承寿命的计算 已知运转平稳，转速=480r/min，轴承载荷 ，轴承采用面对面安装，外部轴向力，暂定为7008AC型轴承先计算轴承1、2的轴向力、，由表16-12查得轴承的内部轴向力为：方向见图示。因为所以轴承1为压紧端=2647.89N而轴承2为放松端=2028.37N计算轴承1、2的当量动载荷由表16-11查得e=0.68，而0.68=e查表16-11可得、。故当量动载荷为：=(0.41×1955.79+0.87×2647.89)N=3105.54N=(1×2982.9+0×2028.37)N=2982.9N计算该滚子轴承的额定寿命由公式因为由表16-8、16-9查出，又因,选代入计算，由附表2查得C=19kN，球轴承满足小修时更换要求2.对大齿轮轴上轴承寿命的计算 已知运转平稳，转速=105.34r/min，轴承载荷，轴承采用面对面安装，外部轴向力，暂定为7010AC型轴承先计算轴承1、2的轴向力、，由表16-12查得轴承的内部轴向力为：方向见图示。因为所以轴承1为压紧端=1688.82N而轴承2为放松端=1096.72N计算轴承1、2的当量动载荷由表16-11查得e=0.68，而0.68=e查表16-11可得、。故当量动载荷为：=(0.41×1152.14+0.87×1688.82)N=1941.65N=(1×1612.82+0×1096.72)N=1612.82N计算该滚子轴承的额定寿命由公式因为由表16-8、16-9查出，又因,选代入计算，由附表2查得C=25.2kN，球轴承满足大修时更换要求=2647.89N=2028.3N=3105.54N=2982.9N可以选用7008AC型轴承=1688.82N=1096.72N=1941.65N=1612.82N可以选用7010AC型轴承满足大修时更换要求10.连接的选择和计算 由于应用于带式运输机，设计的连接方式采用普通A型平键连接，因是标准件，便于维护更换。由装配底图，根据所选带轮宽度和所选联轴器的孔深以及轴的直径大小选取的普通A型平键的具体型号为： 小齿轮轴与带轮连接-键 8×7×40 GB/T 1096-2003；大齿轮轴与联轴器连接-键 10×8×70 GB/T 1096-2003大齿轮与轴连接-键 16×10×10 GB/T 1096-2003列表校核所选键如下：计算及说明结果1. 小齿轮轴与带轮连接键 8×7×40 GB/T 1096-2003由此已知：键的工作长度l=L-b=40-8mm=32mm键的高度 h=7mm轴的直径 d=25mm输入转矩 =71.03N.M 因连接带传动，为冲击载荷需用挤压应力，由表10-10，=60MPa所以由公式，得：2. 大齿轮轴与连轴器的连接键 10×8×70 GB/T 1096-2003由此已知：键的工作长度l=L-b=70-10mm=60mm键的高度 h=8mm轴的直径 d=35mm输入转矩 =310.96N.M 因连接联轴器传动，为轻微冲击载荷需用挤压应力，由表10-10，=110MPa所以由公式，得：3. 大齿轮与轴的连接键 16×10×40 GB/T 1096-2003由此已知：键的工作长度l=L-b=40-16mm=24mm键的高度 h=10mm轴的直径 d=55mm输入转矩 =310.96N.M 因齿轮和轴的连接，为轻微冲击载荷需用挤压应力，由表10-10，=110MPa所以由公式，得：平键连接的主要失效形式是工作面的压溃。平键连接的挤压强度条件为=60MPa小齿轮轴与带轮连接所用键的选择是合适的。=110MPa大齿轮轴与连轴器的连接所用键的的选择是合适的。=110MPa大齿轮与轴的连接所用键的的选择是合适的。11.联轴器的选择1. 已知条件 输入转矩=310.96NM，输入轴连接处直径尺寸为d=35mm，两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳。2. 确定联轴器的型号规格P95表8-3由以上条件连轴器选用GICL型鼓型式联轴器。本连轴器具有良好的补偿两轴综合位移能力，外形尺寸小，承载能力高，能在高转速下可靠的工作。因输入转矩=310.96NM，输入轴连接处直径尺寸为d=35mm。最终确定弹性套柱销联轴器的型号为：GICL联轴器 JB/T 8854.3-2001 主动端：Y型孔、A型键槽、d=35mm、L=82mm 从动端：J1型孔、A型键槽、d=35mm、L=60mm 12.润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择润滑方式、润滑油牌号选择润滑方式的选择要根据圆周速度、工作条件，温度等来选择。本次设计的减速箱齿轮圆周速度为，采用闭式齿轮传动，两齿轮都选用45号锻钢，环境最高温度为室温。齿面接触应力1. 润滑方式由上面给出条件，可确定因，齿轮采用油池润滑，大齿轮浸入深度约为一个齿高；轴承采用润滑脂润滑，每隔半年更换一次润滑脂。润滑脂的装填量不超过轴承空间的1/2。为防止箱内的油侵入轴承与润滑脂混合，并防止润滑脂流失，应在箱体内侧装档油环。2. 润滑油牌号的选择可根据齿面接触应力大小来选择，因齿面接触应力，又采用闭式齿轮传动，根据表11-7，初步选定润滑油牌号为L-CKB(抗氧化防锈工业齿轮油)。结合设计手册润滑与密封 表7-1，最终确定润滑油牌号为L-CKC(中负荷工业闭式齿轮油)。3. 润滑油粘度的选择原则：齿面接触应力大，则粘度大；相对速度高，则粘度应较小。由公式 式中：，b=55mm, =62mm, =2.69Mpa.s/m2,通过查图11-22，得出所选粘度为40CO时为500mm2/s,因环境温度为室温,粘度的选择应有所降低。4选择结果由2表7-1，最终确定润滑油为L-CKC460（GB 5903-1995）。润滑脂选定为滚珠轴承脂（SH 0386-1992）。 密封装置的选择1. 密封装置的选择本次设计的密封装置采用毡圈密封，因为虽然这种密封方式在接触式密封中寿命最低，密封性能相对较差，但简单、经济，适用于脂润滑轴承中较好。2. 密封装置的型号根据轴的直径：小齿轮轴d1=35mm，大齿轮轴d6=45mm。选定为 毡圈 35（GB/ZQ4606-86） 材料：半粗羊毛毡 毡圈 45（GB/ZQ4606-86） 材料：半粗羊毛毡13.附件设计1.挡油环设计采用脂润滑时，为防止箱体内润滑油飞溅到轴承内，稀释润滑脂而变质，同时防止油脂泄入箱内轴承面向箱体内壁一侧应加挡油环。挡油板做成齿状，主动轴，挡油环厚度为6.9mm，挡油环与轴承间隔为3.9mm，置于轴承内侧。从动轴，挡油环厚度为7.2mm，挡油环与轴承间隔为5mm，置于轴承内侧。2.视孔盖 为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油。在箱体的适当位置设置观察孔，视孔盖用螺钉固定在箱盖上。 根据2表11-4查得 取l1=90mm b1=75mm l2=70mm b2=55mm =4mm r=5mm 螺钉d=M6 L=20 4个3.通气器 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱体内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分合面、轴伸密封处或其他缝隙渗漏，在箱体顶部装通电器。 选择通气器类型为简单式通气器。 根据2表11-5查得 取d=M12×1.25, D=18mm, D1=16.5mm, S=14mm, L=19mm, l=10mm, a=2mm, d1=4mm4.油标 为检查减速器内油池面的高度及油的颜色是否正常，经常保持油池内有适量的能使用的油，一般在箱体便于、油面较稳定的部分，安装油标。选择油标类型为油标尺。 根据2表7-10查得， d=M12 d1=4mm d2=12mm d3=6mm h=28mm a=10mm b=6mm C=4mm D=20mm D1=16mm5.油塞 为在换油时便于排污油和清洗剂，应在箱底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时用油塞将放油孔堵住。 根据2表7-11查得，外六角螺塞的尺寸为 d=M12×1.25 d1=10.2 D=22 e=15 S=13 L=24 h=12 b=3 b1=2 c=1.0 6.定位销 为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装圆锥定位销。因为采用多销定位，相对于箱体应为非对称布置，以免配错位。