课程设计（论文）用于带式运输机的传动装置设计.doc

攀枝花学院学生课程设计（论文）题 目： 用于带式运输机的传动装置 学生姓名：向阳 学 号：所在院(系)： 机电工程学院 专 业： 机电一体化技术 班 级： 2005级机电一体化技术二班 指 导 教 师： 职称： 2007年 07月05日攀枝花学院教务处制目 录设计任务书3 传动方案的拟定及说明3 电动机的选择X计算传动装置的运动和动力参数X 传动件的设计计算X轴的设计计算X 滚动轴承的选择及计算X 键联接的选择及校核计算X 连轴器的选择X 减速器附件的选择X 润滑与密封X 设计小结X 参考资料目录X 附件3: 课程设计（论文）指导教师成绩评定表题目名称用于带式运输机的传动装置评分项目分值得分评价内涵工作表现20%01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。成果质量45%09插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩指导教师评语指导教师签名： 年月日1 工作情况及设计原始数据1.1工作情况载荷平稳、单向旋转、室内工作、有粉尘1.2原始数据：运输带工作位力（N）：1500卷筒的直径D（mm）：220运输带速度V（m/s）：1.1带速允许偏差（）： 5使用年限（年）：10工作制度（班/日）：1生产批量（台）：10动力来源：电力、三相电源（220/380V）生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮及蜗轮2 传动方案的拟定及说明由题目可知，此传动装置用于带式运输机的传动装置设计且没有传动方案的限制：拟采用齿轮减速器2.1展开式圆柱齿轮二级减速器A：电机、B：联轴器、C：一级减速齿轮、D：联轴器、E：卷筒、G：传输带特点：传动比较大可达860，齿轮对于由的位置不对称，要求对轴有很强的刚度，且高速级齿轮布置应该远离输入端。这样，轴在转矩和弯矩作用下产生的变形部分相互抵消。此类减速器用于载荷比较平稳。高速一般做成斜齿，低速可以做成直齿。2.2单级式圆柱齿轮减速器A：电机、B：联轴器、C：一级减速齿轮、D：联轴器、E：卷筒、G：传输带特点：传动比较小i<80，适用于重载，高速传动，齿轮可以做成直齿、斜齿、人字齿。可用于低速或高速。直齿速度不得大于8m/s。结合题目要求，故采用展开式二级减速器3 电动机的选择 3.1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 3.2电动机容量的选择 3.2.1工作机所需输入功率Pw PwFv/1000=1500×1.1/1000=1.6KW3.2.1电动机的输出功率 PdPw/联联轴器效率：联=0.98 齿轮闭式圆柱齿轮传动效率：齿轮=0.97 轴承一对滚动轴承效率：轴承= 0.99 滚筒运输机滚筒效率：滚筒= 0.96 01电动机0至1轴传动效率：01 =联 =0.98121轴至2轴传动效率： 12 =联×齿轮 =0.9506232轴至3轴传动效率： 23=联×齿轮 0.9506343轴至4轴传动效率： 34 =联×轴承=0.98014筒4轴至运输带间传动效率：4筒=轴承×筒=0.9504得到传动系统总效率：总= （联）2（轴承）4（齿轮）2滚筒总=0.982×0.99×0.97×0.96=0.8333 运输机所需电动机功率：Pd=Pw/=1.65/0. 8333=1.98Kw Pd1.98kW 查表，满足PmPr条件的电动机额定功率Pm应取为2.2kw。则可以选择Y112M-6、Y132S-8、Y100L1-43.2.3电动机转速的选择 据已知条件计算得知运输机滚筒的工作转速：n筒150r/min3.2.4电动机型号的确定 一般情况下在机械传动中通常用的是同步转速为1000r/min和1500r/min的两种则初选型号Y112M-6、Y100L1-4这两种电机，两种电机的方案比较：方案号电动机型号额定功率kw满载转速r/m同步转速r/m总传动比质量Kg1Y112M62.2nm=9401000940/150=9.843452Y100L1-42.2nm=142015001420/150=14.8734经比较，方案二的传动比较大、质量较轻，所以选择型号为：Y100L1-4的电机4 传动比的分配及参数计算4.1传动比的分配已知总的传动比为：14.87i总i1i2因此设计中采用的是展开式圆柱齿轮二级减速器按照传动比的分配原则：一般的取=,。所以=4.563,=3.259误差校验：n工作=1420/(4.563×3.259)=95.489，所以满足设计工作要求。4.2确定各轴的功率，转速，转矩电机轴：P0=Pd=2.2KW, no=nm=1420r/min轴：P1= P0联P0×0.98=2.156kw n1=no=1420r/min 轴2:P2=P1×轴承×齿轮=2.156×0.97×0.99=2.07kw n2=n1/i1=1420/4.563=311.19r/min, 轴3：P=P×轴承×齿轮=2.07×0.97×0.99=1.99kw n3=n2/i2=311.19/3.259=95.45r/min轴4(滚筒轴)：P4 =P3×轴承×联=1.99×0.97×0.99=1.892kw n4=n3=95.45r/min 相关参数列下表：轴号功率KW转速（r/min）转矩N·m电机轴 2.2142014.81轴2.156142014.52轴2.07311.1963.533轴 1.9995.45210.21滚筒轴 1.89295.45189.405 齿轮的设计及选用5.1高速齿轮的设计5.1.1设计参数 P1=2.156kw, n1=1420r/min, i1=4.563, T1=14.5N.m5.1.2选择齿轮的类型、齿数、精度等级、材料。动方案，选用圆柱直齿轮传动。运输机是一般工作机器，速度不高，故选用8级精度材料选择。 选择小齿轮材料为：40Cr（调质）， 硬度为：280HBS 选择大齿轮材料为：45钢（调质）， 硬度为：240HBS 二者材料的硬度差为：40HBS小齿轮齿数： 所以， 大齿轮齿数：实际传动比为：齿数比误差： 则在允许误差范围内。5 .1.2按齿面接触强度设计：设计公式：公式说明：K载荷系数 T1传递的转矩 u传动比齿宽系数 接触疲劳许用应力确定公式中的计算参数 确定转矩T1=14.5N.m=14500N.mm 确定载荷系数：查表11.10得，K=1.1 确定齿宽系：因齿轮非对称布置，且齿轮表面为软齿面。由表11.19可得1 许用接触应力、材料的接触疲劳极限：40Cr：，45钢：、由表11.9得、计算应力循环次数：N1=60njLh=60×1420×1×1×8×300×10=20.45×108 N2=N1/i1=4.48×108 、接触疲劳寿命系数: 查图11.26得 ZN1= 1,ZN2=1.06 、接触疲劳许用应力的计算 查表11.3取标准模数m=2 主要参数计算、d1=m×z1=2×25=50 、d2=m×z2=25×114=228 、b=×d1=1×50=50 、取b2=b=50 、取b1=b2+5=50+5=55、 5.1.3按齿根弯曲强度校核 确定参数：T1=14.5N.m=14500N.mm 齿形系数： 应力修正系数： 许用弯曲应力：查图11.24得 安全系数：查表11.9得 弯曲疲劳寿命系数：由图11.25得弯曲疲劳许用应力的计算： 弯曲疲劳应力的计算：齿根弯曲强度校核合格5.1.4验证齿轮的圆周速度由表11.21可得，选择等级为8级的齿轮合适。5.1.5几何参数计算：高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm模数m2压力角20o螺旋角分度圆直径d150d2228齿顶圆直径da1=d1+2ha×m=50+2×1×254da2=d2+2ha×m=228+2×2232齿根圆直径df1=d12hf×m=502×1.25×245df2=2282hf×m=2282×1.25×2223中心距a=m (Z1+Z2)/2139齿宽b2=b50b1=b2+(510)mm555.2低速齿轮的设计5.2.1设计参数 P1=2.07kw, n1=311.19r/min, i1=3.259,T1=63.53N.m5.2.2选择齿轮的类型、齿数、精度等级、材料。动方案，选用圆柱直齿轮传动。运输机是一般工作机器，速度不高，故选用8级精度材料选择： 选择小齿轮材料为：40Cr（调质）， 硬度为：280HBS 选择大齿轮材料为：45钢（调质）， 硬度为：240HBS 二者材料的硬度差为：40HBS 小齿轮齿数： 所以， 大齿轮齿数：实际传动比为：齿数比误差： 则在允许误差范围内。5.2.3按齿面接触强度设计：设计公式：公式说明：K载荷系数 T2传递的转矩 u传动比齿宽系数 接触疲劳许用应力(1)确定公式中的计算参数确定转矩T2=63.53N.m=63530N.mm确定载荷系数：查表11.10得，K=1.1确定齿宽系：因齿轮非对称布置，且齿轮表面为软齿面。 由表11.19可得1许用接触应力、材料的接触疲劳极限：42Cr：，45钢：、由表11.9得、计算应力循环次数：N1=60njLh=60×311.19×1×1×8×300×10=4.48×108 N2=N1/i2=1.375×108 、接触疲劳寿命系数: 查图11.26得 ZN1= 1.08,ZN2=1.02 、接触疲劳许用应力的计算 查表11.3取标准模数m=2.5 主要参数计算、d1=m×z3=2.5×25=62.5 、d2=m×z4=2.5×80=200 、b=×d1=1×62.5=62.5 、取b2=b=62.5,圆整为65 、取b1=b2+5=62.5+5=67.5, 圆整为70、 5.2.4按齿根弯曲强度校核 、确定参数：T2=14.5N.m=14500N.mm 齿形系数： 应力修正系数： 许用弯曲应力：查图11.24得 安全系数：查表11.9得弯曲疲劳寿命系数：由图11.25得 、弯曲疲劳许用应力的计算： 、弯曲疲劳应力的计算：齿根弯曲强度校核合格5.2.5验证齿轮的圆周速度由表11.21可得，选择等级为8级的齿轮合适。5.2.6几何参数计算：低速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm模数m2.5面压力角20o螺旋角分度圆直径d162.5d2200齿顶圆直径da1=d1+2ha×m=62.5+2×1×2.567.5da2=d2+2ha×m=200+2×2.5205齿根圆直径df1=d12hf×m=62.52×1.25×2.556.25df2=d22hf×m=2002×1.25×2.5193.25中心距a=m(Z1+Z2)/2131.25齿宽b2=b65b1=b2+(510)mm706 轴的设计在两极展开式减速器中，三根轴跨距相差不易过大。故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。6.1中间轴设计6.1.1选择轴的材料。选择材料为45钢调质。由机械设计手册查得： 材料牌号: 45 热处理: 调质 毛坯直径/mm: 200 硬度217255HBS 0b=95MPa-1b=55MPa 抗拉强度极限：=640MPa 屈服强度极限：s=355MPa 弯曲疲劳极限：b-1=275MPa 剪切疲劳极限：-1=155MPa 许用弯曲应力：b-1=60MPa6.1.2轴的初步估算根据表16.2，取C=112dminC(P2/n2)1/3=112(2.07/311.19)1/3=21.06mm考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取D1=dmin=30mm6.1.3轴的结构设计（1）各轴段直径的确定。初选滚动轴承下，代号为7206C .轴颈直径d1=d5=dmin=30mm.D=90m，B=16m，Da=36mm,齿轮2处轴头直径d2=da=40mm齿轮3的直径：d3=62.5mm,da3=67.5mm,df3=56.25mm所以齿轮3的轴头直径：d3=48齿轮3的定位直径:d4=70由轴承表9-8查出轴承的安装尺寸d5=36mm(2)、各轴段轴向长度的确定。轴承宽度B=16mm负荷作用中心与轴承外端面距离， b2=50mm,b3=70mm齿轮端面与箱体内壁的距离，取2=12mm 箱体内壁至轴承端面的距离，取3=5mm两齿轮端面间的距离4=812mm6.1.4按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AB=58mm BC=70mm CD=52mm AD=180mm (2)、绘轴的受力图。 ( 3)、计算轴上的作用力：大齿轮：Ft1=2T2/d2=2×63.53×1000/218=583NFr1=Ft1×tan200=583×tan200=213小齿轮：Ft2=2T2/d3=2×63.53/62.5=2033NFr2=Ft2×tan200=2033×tan20o=740N (4)、计算支反力水平面支反力：对A点求矩: =-1257.8N又在水平面内合力为零则： 垂直面支反力：对A点求矩： 又在垂直平面内合力为零则： (5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。 B处弯矩： C处弯矩：水平面弯矩图。 B点：= C点： (6)、合成弯矩B处：MB=(124268985.8+431143696)1/2=23567.2NmmC处：MC=(65405.6+30940) 1/2 =72345.5Nmm(7)、转矩及转矩图 T2=14500N.mm (8)、按弯扭合成强度校核 由表16.3得取， ,所以弯扭合成强度校核合格6.1.5轴的细部结构设计由表8.1查出键槽尺寸：b×h=12×8(t=5.0，r=0.3)；由表8.1查出键长：L=36；6.2高速轴设计6.2.1轴的材料为40CR调质。6.2.2按切应力估算轴径由表153查得，取C=98轴伸出段直径d1C (p0/n0)1/3=98×(2.156/1420)1/3=11.26取d1=28cm，6.2.3轴的结构设计1)、划分轴段轴伸段d1；过密封圆处轴段d2；轴承安装定位轴段d3 、d5;轴承定位段的d6；齿轮轴段d6。2)、确定各轴段的直径输入轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径d1=28,L1=44过密封圆处轴段d2=32,L2=76轴承安装轴段d3，取其d3=30，L3=15,选轴承7207C,查得d6=42,L6=5和12取齿轮轴段d4=30，L4=142同时的d5=d3=35. 查出轴承 B=17mm,所以取15mm3)零件简略图6.3低速轴设计6.3.1选择轴的材料40Cr调质。6.3.2按切应力计算轴径。由表16.2查得，取C=98轴伸出段直径d1C(p3/n3)1/3=27mm取d=286.3.3轴的结构设计1)、划分轴段及长度:伸出段d1，L1; 轴承安装定位轴段d2,L2, d6,L6；轴身d3,L3；定位齿轮轴肩d4,L4; 安装齿轮轴段d5,L5; 过密封圆处轴段d7,L7.2)、确定各轴段直径。选择滚动轴承7207C，轴颈直径d6=35mm.根据轴承的安装尺寸d=42mm轴身d3=28定位齿轮轴肩d4=64安装齿轮轴段d5=50过密封圆处轴段d7=32伸出段d1283)、定各轴段的轴向长度。 L1=44mm；L2=5mm； L3=69mm; L4=8mm;L5=63mm; L6=15mm; L7=76mm; 6.3.4按许用弯曲应力校核轴。1)、零件图及支撑点跨距、零件简略图 、支撑点跨距： 由图可知输入端轴承与齿轮的跨距L1为:L1=53;齿轮与输出端轴承的跨距L2为:L2=128;2)、受力分析与计算 大齿轮：Ft=2T3/d=2×210.21×1000/200=2102.1NFr=Ft×tan200=583×tan200=765.1N3)、计算支反力水平面支反力：对A点求矩: =1486.6N又在水平面内合力为零则： 垂直面支反力：对A点求矩： 又在垂直平面内合力为零则： 4)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。C处弯矩： 水平面弯矩图。 C点：=5)、合成弯矩C处：MC=(28678.3+32621.5) 1/2 =43435.1Nmm6)、转矩计算：T3=210210N.mm 7)、按弯扭合成强度校核 由表16.3得取， ,所以弯扭合成强度校核合格7滚动轴承的校核计算中间轴滚动轴承型号为：7206C，由表511查出Cr=40.2 Cor=32.37.1作用在轴承上的负荷。7.1.1段向负荷A处轴承FR=(R2VA+R2HA)1/2=884.34ND处轴承FR=(R2VD+R2HD)1/2=2237N7.1.2轴向负荷7.1.3附图8为轴承受力简图。外部轴向力FA=Fa3Fa2=579.23N从最不利受力情况考虑FA指向D处轴承，如上图所示。轴承内作轴向力S=Fr=336.24N(对接触角为15o的角接触轴承可暂取t=0.4)S=0.4×Fr=380.2N因FA+S=915.47N380.2N=S轴承被压紧，为紧端，故Fa=S=336.24NFa=FA+S=915.47N7.2计算当量功负荷。轴承，Fa/Cor=0.013查表511，=0.38Fa/Fr=0.4>, X1=0.44 Y1=1.47 (B135)载荷系数fp=1.1 (书表136)当量功载荷pr=fp(X1Fr+Y1Fa)=939.45N轴承：Fa/Cor=0.034 查表511,e=041Fa/Fr=915.47/950.5=0.96>e, X2=0.44，Y2=1.4当量功载荷Pr=fa(X2Fr+Y2Fa)=1699.87N7.3验算轴承寿命因PrPr,故只需验算轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为：8×300×6=14400h轴承实际寿命Lh10=16670/n2(Cr/Pr)=16670/127.35(34200/1699.87)3=110h38400h具有足够使用寿命。7.4轴承静负荷计算经计算，满足要求；计算过程略。（高）低速轴流动轴承校核计算。低速轴流动轴承经过计算运用7210C，高速轴轴承为7206C。8 平键联接的选用和计算1、(1)中间轴与大齿轮的键联接运用及计算。由前面轴的设计已知本处轴径为：d=48由表8.1选择键14×9（GB/T1096-1979）键的接触长度 l=38，接触度h=9mm由机械设计基础表8.2查出键静联接的挤压作用应力jy=125MPaMPajy键联接强度足够(2) 中间轴与小齿轮的键联接运用及计算。由前面轴的设计已知本处轴径为：d=40由表8.1选择键10×8（GB/T1096-1979）键的接触长度 l=50, 接触度=h=8mm由机械设计基础表8.2查出键静联接的挤压作用应力jy=125MPaMPajy键联接强度足够2、高速轴与低速轴上的键联接作用及校核方法与中间轴相同，经校核计算强度足够。9 联轴器的选择计算低速轴输出端联轴器的选择：考虑速度较低，安装条件不很高，选用弹性套柱销联轴器。计算转矩Tc=kT3=1.3×210.21=273.28Nm工作转速n3=150(r·min-1)按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，选用LT8弹性套柱销联轴器，0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32010 （GB/T297-1994），公称转矩为710N.m。输出轴轴径d=25mm半联轴器的长度为：L=46mm 半联轴器与轴配合的的毂孔长度：机械设计表22.32,选择弹性套柱销联轴器满足强度及转速要求.10 箱体及其附件的设计选择 10.1零部件名称符号件速器的尺寸关系箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度b11.5=12箱座凸缘厚度b1.5=12箱座底凸缘厚度b22.5=20地脚螺钉直径dfM16地脚螺钉数量n6轴承旁联结螺栓直径d1M12盖与座联接螺栓直径d2M8联接螺栓d2的间距L150200检查孔盖螺钉直径d3M8定位销直径d810.2通气器的选择根据表9-33选得为M27x1.5的通气器。10.3油标尺的尺寸设计如图 由表9-30，选取为M12d 的。D=20 b=8 h=28 d2=12 a=10 d1=410.4封油塞的选择 选择M18×1.511 油及润滑方式的选择 11.1滚动轴承、齿轮润滑剂的选择11.1.1润滑方式的确定因为齿轮的圆周速度v<12m/s，所以将大齿轮的轮齿浸入油池中，采用浸油方式。这样齿轮在转动时就可把润滑油带到啮合的齿面上，同时将油甩到箱壁上，借以散热。参考文献： 1陈立德主编.机械设计基础M. 北京：高等教育出版社. 2004.2何玉林、沈荣辉等主编.机械制图 M. 重庆：重庆大学程出版社. 20033冯鹤敏、陈彩凤主编.机械工程基础M. 北京：机械工程出版社. 20054西南交通大学应用力学与工程系主编.工程力学教程M. 北京：高等教育出版社. 20045席伟光、杨光、李波主编.机械设计课程设计M. 北京：高等教育出版社. 2003