机械设计课程设计计算说明书带式运输机传动装置设计.doc

机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定····································2二、电动机的选择····································2三、计算总传动比及分配各级的传动比··················4四、运动参数及动力参数计算··························4五、传动零件的设计计算······························5六、轴的设计计算···································8七、滚动轴承的选择及校核计算·······················12八、键联接的选择及计算·····························15九、箱体及附件的结构设计和选择·····················16十、润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定·······18十一、设计小结·····································18十二、参考资料·····································18设计题目：带式运输机传动装置设计机械制造与自动化班设计者：指导教师：计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动1 传动系统组成： 圆柱齿轮减速器+V带传动2 原始数据： 运输带工作拉力F=1800N； 运输带工作速度v=1.3m/s 卷筒直径D=280mm3 工作条件： 载荷特性：平稳；工作环境：多尘； 工作期限：三年双班制；生产规模：小批量 其他条件：空载起动，单向连续运转，运输带速度允许误差为±5二、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.、计算电机所需功率： 查课程设计第6页表2-2：带传动效率：0.95每对轴承传动效率：0.98圆柱齿轮的传动效率：0.97联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96电机至工作机之间的传动装置的总效率：（1）传动装置的总效率：=1×32×3×4×5=0.95×0.983×0.97×0.99×0.96=0.82(2) 工作机所需要的有效功率为Pw=Fv/1000=1800×1.3/1000=2.34KW(3)电机所需的工作功率：Pd= Pw/=2.34/0.82=2.85KW由课程设计第148页表16-1选取电动机的额定功率为3KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.3/3.14×280=88.7r/min按课程设计第4页表2-1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I齿轮=35。取V带传动比I带=24，则总传动比合理范围为I总=620。故电动机转速的可选范围为:nd=I总×n筒=（620）×88.7=5321774r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据电动机所需功率和转速查课程设计第148页表16-1有3种适用的电动机型号，因此有3种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率同步转速r/min满载转速r/min总传动比1Y100Ll2-43KW1500143016.122Y132S-63KW100096010.823Y132M-83KW7507108综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132S-6，其主要参数如下：额定功率kW满载转速同步转速ADEFGHLAB3960100021638801033132390280三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/88.7=10.822、分配各级传动比（1） 课程设计第4页表2-1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=35合理）（2） i总=i齿轮×i带i带=i总/i齿轮=10.82/5=2.16四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.16=444.4(r/min)nIII=nII/i齿轮=444.4/5=88.9(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd=2.85KWPII=PI×1=2.85×0.96=2.736KWPIII=PII×2×3=2.736×0.98×0.97=2.601KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×103PI/nI=9.55×103×2.85/960=28.352N·mTII=9.55×103PII/nII=9.55×103×2.736/444.4=58.796N·mTIII=9.55×103PIII/nIII=9.55×103×2.601/88.9=279.410N·m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P218表13-8得：kA=1.2PC=KA Pd=1.2×3=3.9KW由课本P219图13-15得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本P219图13-15得，推荐的小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm>dmin=85dd2=n1/n2·dd1=960/444.4×100=216mm由课本P219表13-9，取dd2=212mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960×100/212=452.8r/min转速误差为：n2-n2/n2=444.4-452.8/444.4=-0.012在±5范围内带速V：V=dd1n1/60×1000=3.14×100×960/60×1000=5.03m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩初步选取中心距a0=1.5(dd1+dd2)=1.5×（100+212）=468mm0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+212)a02×(100+212)取a0=500，符合218.4mma0624mm由课本P205式（13-2）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+212)+(212-100)2/4×500=1496mm根据课本P212表（13-2）取Ld=1400mm根据课本P84式（5-16）得实际中心距：A=a0+Ld-L0/2=500+（1400-1496）/2=500-48=452mm(4)验算小带轮包角1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-（212-100）/452×57.30=1800-14.20=165.80>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P214表（13-3）P0=0.95KW根据课本P216表（13-5）P0=0.11KW根据课本P217表（13-7）K=0.97根据课本P213表（13-5）KL=0.96由课本P218式（13-15）得Z=PC/P=PC/(P0+P0)KKL=3.9/(0.95+0.11) ×0.97×0.96=3.95取Z=4(6)计算轴上压力由课本P212表（13-1）查得q=0.1kg/m，由P220式（13-17）单根V带的初拉力：F0=（500PC/ZV）（2.5/K）-1+qV2=(500×3.9/4×5.03)×(2.5/0.97)-1+0.1×5.032N=155.40N则作用在轴上的压力FQ，由课本P221式（13-18）FQ=2ZF0sin1/2=2×4×155.4×sin（165.80/2）=1233.7N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P168表11-2选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由课本P171表（13-3）d1 2kT1(u+1)/duZEZH /H21/3确定有关参数如下：传动比i齿=5取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=5×20=100实际传动比I0=100/20=5传动比误差：i-i0/I=5-5/5=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=5由课本P75表11-6取d=0.9(3)转矩TIITII=9.55×103PII/nII=9.55×103×2.736/444.4=58796N·m m由课本P171表11-4取ZE=188, 标准齿轮ZE=2.5(4)载荷系数k由课本P169表11-3取k=1(5)许用接触应力HH= Hlim/ SH由课本P166图11-1查得：HlimZ1=700Mpa HlimZ2=580Mpa通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 SH=1.25H1=Hlim1/SH=700×/1.0Mpa=700MpaH2=Hlim2/SH=500/1.0Mpa=500Mpa故得：d12k TII (u+1)/duZEZH /H21/3= 2×1×58796×(5+1)/5 188×2.5/5802 1/3mm=42.58mm模数：m=d1/Z1=47.58/20=2.13mm根据课本P57表4-1取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P172（11-5）式F=2kT1 YFaYSa /bm2Z1H确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×100mm=250mm齿宽：b=dd1=0.9×50mm=45mm取b2=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=100由表6-9相得YFa1=2.92 YSa1=1.56YFa2=2.21 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力F由课本P166图11-1查得FE1=610 Mpa FE2=470Mpa计算两轮的许用弯曲应力F1=FE1/SF=610/1.25Mpa=488MpaF2=FE2/SF =470/1.25Mpa=376Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=2k TII YFa1YSa1/bm2Z1=2×1×58796×2.92×1.56/45×2.52×20=95.2Mpa< F1F2=F1 YFa2YSa2 /YFa1YSa1=95.2×2.2×1.83/2.92×1.56=84.1Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=( d1+ d2)/2=(50+250)/2=150mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=d1 nII/60×1000=3.14×50×444.4/60×1000=1.17m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P245（14-2）式，并查表10-2，取c=115dC(pII/ nII) 1/3=115 (2.736/444.4)1/3mm=21.1mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=21.1×(1+5%)mm=22.2选d=22mm2、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安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度由L1=3e+2f=3×15+2×9=63mm 取L1=60h=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mmd2=28mm查课程设计P24表5-1及P133表14-1取取L2= 61III段：d3段装配轴承且d3 > d2 查课程设计P119表12-6取d3=30 初选用7206AC型角接触球轴承，L3=15mm.段：d4主要是定位轴承取d4=36 L4=15段：d5装配齿轮段直径：判断是否做成齿轮轴e= (df -d4 )/2- t1 <2.5m由课本P156表10-9 得t1=3.3 得e=0.57 <6.25故做成齿轮轴段：d6段装配轴承所以d6 =d3 =30 L6 =L3 =15由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知TII=58796N·m m求圆周力：Ft根据课本得Ft=2 TII/d2=2×58796/50=2351.84N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=2351.84×tan200=856.00N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=428.00NFAZ=FBZ=Ft/2=1175.9N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=428×0.048=20.54N·m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1175.9×0.048=56.4N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(20.542+56.42)1/2=60.0N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（PII/ nII）×103=58.8N·m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(TII)21/2=60.02+(1×58.8)21/2=84.0N·m(7)校核危险截面C的强度由e=Mec/0.1d43=84/0.1×0.0363 =18.0MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P245（14-2）式，并查表10-2，取c=115dC(pIII/ nIII) 1/3=115 (2.601/88.9)1/3mm=35.4mm 取d=35mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选7207AC型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为17.5mm，则该段长34.5mm，安装齿轮段长度为44mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=250mm求转矩：已知TIII=279.410N·m求圆周力Ft：根据课本得Ft=2TIII/d2=2×279.41×103/250=2235.3N求径向力Fr根据课本得Fr=Ft·tan=2235.3×0.36397=813.6N两轴承对称LA=LB=48.5mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAy=FBY=Fr/2=813.6/2=406.8NFAZ=FBZ=Ft/2=2235.3/2=1117.7N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=406.8×0.0485=19.7N·m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1117.7×0.0485=54.2N·m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（19.72+54.22）1/2=57.7N·m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(TIII)21/2=57.72+(1×279.41)21/2=285.3N·m(6)校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d）=285.3/(0.1×0.043)=44.6Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×3=17520小时1、计算输入轴承（1）已知n=444.4r/min两轴承径向反力：FR1=FR2= FAZ=1175.9N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P281表16-12得轴承内部轴向力FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=799.6N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=799.6N FA2=FS2=799.6N(3)求系数x、yFA1/FR1=799.6N/1175.9N=0.68FA2/FR2=799.6N/1175.9N=0.68根据课本P280表（16-11）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P279表（16-8）、表（16-9）取f P=1.5、ft=1根据课本P279（16-4）式得P1= (x1FR1+y1FA1)= (1×1175.9+0)=1175.9NP2= (x2FR1+y2FA2)= (1×1175.9+0)=1175.9N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=1175.9N角接触球轴承=3根据课程设计P119表12-6 7206AC型的Cr=23000N由课本P279（16-3）式得LH=1000000/60n(ftCr/f PP)=1000000/60×444.4×(1×23000/1.5×1175.9)3=83150h>17520h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=88.9r/minFa=0 FR=FAZ=1117.7N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P281表（16-12）得FS=0.068FR,则FS1=FS2=0.68FR=0.68×1117.7=760.0N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=760.0N(3)求系数x、yFA1/FR1=760/1117.7=0.68FA2/FR2=760/1117.7=0.68根据课本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1y1=0FA2/FR2e x2=1y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据课本P279表（16-8）、表（16-9）取f P=1.5、ft=1根据课本P279（16-4）得P1=(x1FR1+y1FA1)= (1×1117.7)=1117.7NP2=(x2FR2+y2FA2)= (1×1117.7)=1117.7N(5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1117.7 =3根据课程设计P119表12-6 7207AC型轴承Cr=30500N根据课本P279（16-3）式得LH=1000000/60n(ftCr/f PP)=1000000/60×88.9×(1×30500/1.5×1117.7)3=1130356h>17520h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=60mm查课本P156表10-9，选用A型平键，得：键A 8×7 GB1096-2003 l=L1-b=60-8=52mmTII=58.796N·m h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4 TII/dhl=4×58796/22×7×52=29.4Mpa<R(110Mpa)2、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=40mm L2=44mm T= TIII=279.410N·m查课本P156表10-9 选用A型平键键12×8 GB1096-2003l=L2-b=44-12=32mm h=8mm据课本P243式（10-5）得p=4T/dhl=4×279410/40×8×32=109.1Mpa<p (110Mpa)九、减速器机体结构尺寸如下：由课程设计P24表5-1名称符号计算公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目4轴承旁联结螺栓直径d1=0.75 dfM12盖与座联结螺栓直径=（0.50.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6定位销直径=（0.70.8）6，至外箱壁的距离2220，至凸缘边缘距离2012外箱壁至轴承端面距离=+（510）32大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.210齿轮端面与内箱壁距离>10箱盖，箱座肋厚7轴承端盖外径+（55.5）102（1轴）112（2轴）十、润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定由课程设计P41表15-3因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用脂润滑，箱体内选用L-CKC68中的50号润滑，装至规定高度。十二、设计小结 经过以上设计、校核计算可知本V带单级圆柱减速器的设计是符合设计要求的。十二、参考资料机械设计课程设计（中华科技大学出版社）唐增宝、常建蛾主编。机械设计基础（第四版）课本杨可桢 程光蕴 主编。F=1800NV=1.3m/sD=280mm=0.824Pd=2.85KWn滚筒=88.7r/min电动机型号Y132S-6i总=10.82根据课程设计i齿轮=5i带=2.16nI =960r/minnII=444.4r/minnIII=88.9r/minPI=2.85KWPII=2.736KWPIII=2.601KWTI=28352N·mmTII=58796N·mmTIII=279410N·mmdd2=216mm取标准值dd2=212mmn2=452.8r/minV=5.03m/s218.4mma0624mm取a0=500Ld=1400mmA=452mmZ=4根F0=155.40NFQ =1233.7Ni齿=5Z1=20Z2=100u=5TII=58796N·mmHlimZ1=700MpaHlimZ2=580MpaH1=700MpaH2=500Mpad1=42.58mmm=2.5mmd1=50mmd2=250mmb2=45mmb1=50mmYFa1=2.92YSa1=1.56YFa2=2.21YSa2=1.83FE1=610MpaFE2 =470MpaF1=95.2MpaF2=84.1Mpaa =150mmV =1.17m/sd1=22mmL1=60mmd2=28mmL2=61mmd3=30mmL3=15mmd4=36mmL4=15mmd5=55mmL5=50mmD6=30mmL6=15mmL=96mmFt =2351.84NFr=856.00NFAY =428.00NFBY =428.00NFAZ =1175.9NMC1=20.54N·mMC2=25N·mMC =60.0N·mT=58.8N·mMec =84.0N·me =18.0MPa<-1bd2=250mmFt =2235.3NFAy=FBY =406.8NFAZ=FBZ =1117.7NMC1=19.7N·mMC2=54.2N·mMC =57.7N·mMec =285.3N·me =44.6Mpa<-1b轴承预计寿命17520hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1175.9NP2=1175.9NLH=83150h预期寿命足够x1=1y1=0x2=1y2=0P1=1117.7NP2=1117.7NLH =1130356h故轴承合格A型平键8×7p=29.4MpaA型平键12×8p =109.1Mpa