机械设计课程设计带式运输机传动装置的设计1.doc

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1、 课程设计说明书 课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 专 业： * 班级： * 学生姓名: 学号: 指导教师: * 评定成绩： 湖南工业大学教务处制2011年12月目 录一、传动方案的分析与拟定 2二、选择电动机 3三、传动比及其分配 5四、传动装置的运动及动力参数计算 6五、V带传动设计 7 六、齿轮传动设计 10七、轴的设计 14八、轴承的设计 26九、键连接的选择和校核 28十、联轴器的选择 31十一、箱体的结构设计 32十二、减速器附件的选择 34十三、润滑与密封 38十四、课程设计总结和参考文献 39设计说明书结果一、 传动方案的分析与拟定 1、原始数据带

2、的圆周力F/N带速v（m/s）滚筒直径D/mm11501.62602、工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，工作时有中等冲击，小批量生产，运输带速度允许误差为5%。3、传动方案选择 （a） （b) (c)图1-1 传动方案对比图 根据要求有图1-1示三种方案，现在对三种方案进行对比，选择最合理的方案。(a)方案采用普通V带传动，传动平稳，能缓冲、吸震，结构简单，成本低，可用于高速传动可以连续时间工作；（b）方案采用链传动，瞬间传动比比不恒定，瞬时速度不均匀，故传动平稳性差，工作时有冲击，震动和噪声，多用于低俗速动：（c)方案采用普通圆柱蜗杆传动，此方案结构虽然紧凑，因传动时啮

3、合齿面间相对滑动速度大，故摩擦损失大，有一定自锁性，传动效率低。如散热不良。因此不适宜连续时间工作。经过分析比较，采用（a)方案较为合理。 图1-2 本设计传动方案图 1-电动机；2-V带传动；3-齿轮；4-联轴器；5-圆筒；6-运输带；7-滚动轴承；二、电动机的选择1、选择电动机的类型和结构形式根据电源种类，工作条件，工作时间的长短及载荷的性质，大小，起动性能和过载情况等条件来选择电动机，一般选用Y系列三相交流异步电动机，结构是全封闭自扇冷式笼型的，适用于无特殊要求的各种机械设备；2、确定电动机的转速一般来说，电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，外廓尺寸愈小，价格越低，当工作机转速高时，会选

4、用高速电动机较经济，但若工作机转速较低也选用高速电动机，则此时总传动比增大，会导致传动系统结构复杂，造价较高。根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为: =60000/D=600001.6/（260）=117.53 (r/min) 表3-4可知，圆柱齿轮传动比范围是35,V带传动传动比为24，所以总的传动比620.故电动机转速的可选范围为: nd=nwx(6-20)=(705.18-2350.6)r/min符合这一范围的同步转速1000 r/min、1500r/min、3000r/min。由于3000r/min无特殊要求下不使用，1000r/min和1500r/min使用广泛，此设计中本小组选

5、用1500r/min。3、确定电动机的功率和型号根据公式，有效功率为：Pw=Fv/1000kw带入数据 F=1150N ，=1.6m/s ，=1.84kW则电动机所需的功率为：式中，为系统的总效率，按计算式： 式中，为系统中每对运动副或传动副的效率。由传动方案图，可知总效率=0aabbc0a=2a=0.90ab=3b4=0.94bc=c5=0.94其中：2-V带传动效率0.900.94（此处取0.92）ab-滚动轴承传动效率0.970.99（此处取0.98）3-齿轮传动效率（8级）0.974-联轴器传动效率0.99 c - 滑动轴承传动效率0.970.99（此处取0.98 ） 5-运输机卷筒传

6、动效率0.96 根据表44，可以计算出=0aabbc=0.90*0.94*0.94=0.795=1.84/0.795=2.31(kw)因为(额定功率)，所以选择=3。综合这一部分，选择电动机Y100L2-4，其技术数据如下表2-1所示。 表2-1 Y100L2-4额定功率/kW满载转速/(r/min)堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩314202.22.2三、传动比及分配1、计算总传动比根据电动机的满载转速和工作机所需的，按下式计算机械传动的总传动比：i= / =60000/D=600001.6/（260）=117.53 (r/min) 算出i=1500/117.53=12.76机械传动系统

7、的总传动比i等于各级传动比的连乘积，即： 2、传动比的分配在该方案中，只有V带和圆柱齿轮的传动，故i=,取=4，=i/, 则=3.19。.四、传动装置的运动及动力参数计算 0轴（电动机轴）： n0=nm=1420（r/min) P0=pd=2.31kw T0=9550P0/n0=15.53(N.m) a轴： n 1 =n0/i带= 1420/3.19 = 445.14（r/min) P1= P0x0a= 2.08(kw) T1=9550X P1/n 1 = 44.62(N.m) b轴： n2 = n1/i齿=111.28（r/min) p2 = p1xab = 1.96(kw) T2 = 95

8、50xp2/n2=168.2(N.m) c轴： n3 = n2/1 = 111.28（r/min) p3 = p2xbc= 1.84(kw) T3 = 9550P3/n3= 157.91(N.m) 轴号电动机一级圆柱齿轮减速器0轴a轴b轴 c轴转速n/(r/min)1420445.14111.28111.28功率P/kW2.312.081.961.84转矩T/（Nm）15.5344.62168.2157.91传动比i 3.1941表4-1 传动系统的运动和动力参数五、V带传动设计 1、确定计算功率由公式可确定计算功率，式中：P所需传递的额定功率，kW 工作情况系数根据原动机工作条件，表10-7

9、得Pc = 1.3 x 2.2 =3.9(Kw)2、选择V带的带型号 根据=3.9Kw和小带轮的转速=1420r/min ，图10-8选定V带型号为A型。3、确定带轮的基准直径并验算带速(1)初选小带轮的基准直径。图10-8可知，小带轮基准直径的推荐值为80100mm，表10-8取小带轮的基准直径为=90mm（2）验算带速。由公式： 计算可知 ，=6.69 一般条件下应控制在5m/s25m/s,经计算可知带速合适。（3）计算并确定大带轮的基准直径。 = x i = 287.0(mm) 由上式计算出来的值，由表10-8中基准直径系列值满足。4、确定V带的中心距a和基准长度（1）由公式可以算出26

10、4mm754mm，初取中心距=320mm。（2）由公式：可以算出=1262mm表10-2，取=1400 mm。根据公式：可以算出实际中心距 = 389 mm为了便于带的安装与张紧，中心距a应留有调整的余量，中心距的变动范围为： 验算小带轮的包角，由公式计算可知= 120（符合小带轮包角的要求）。5、计算带的根数Z表10-4，由线性插值法可得P0 =1.053(kw)表10-5，由线性插值法可得(kw）表10-6，由线性插值法可） 表10-2，可得由公式带入上面数据，可知Z=3.58(根)取整数，故Z=4根。6、计算单根V带的预紧力10-1可以查到A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由公式

11、带入数据求得=127.48 N7、计算V带对轴的压力根据公式 代入数据计算可得，= 987.2 N六、标准圆柱齿轮传动的设计1、选择齿轮材料、热处理方法根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。表12-1得小齿轮45钢调质处理 =240大齿轮45钢正火处理 =200两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计。2、确定材料许用接触应力表12-6，两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为表12-7，接触疲劳强度的最小安全系数（可靠度为99%），则两齿轮材料的许用接触应力分别为： 3、根据设计准则，按齿轮接触疲劳强度进行设计 由公式 式中：u为齿数比，小齿轮的转矩=44.62 ；12

12、-3，取载荷系数K=1.4；12-4，查取得弹性系数=189.8；根据闭式软齿面齿轮传动通常取0.31.4，这里取齿宽系数=1；以较小值=带入。 故 = 49.42 mm4、几何尺寸计算齿数：由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数推荐值，取=30，则=30 x 4=120模数：= 49.42/30 = 1.64 mm表5-1，将m转换为标准模数，取m=2mm中心距：= 150 mm齿宽：=1 x 49.42= 49.42mm，取整（四舍五入）即= 49 mm,，取=57mm5、校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式：表12-5，两齿轮的齿形系数、应力校正系数分别为时， 时，（线性插值法） 表12-6，两试

13、验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为： =211MPa=203MPa表12-7，一般（失效率为99%）弯曲疲劳强度的最小安全系数。两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为： 将上述参数分别代入校核公式，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为： = 105.64Mpa =211Mpa =203Mpa所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。6、 齿轮其他尺寸的计算正常齿制m1mm时，；于是此处可得：，分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 中心距： 齿宽： ；7、齿轮的圆周速度七、轴的设计1、输出轴（低速轴）的设计（一）选择轴的材料和热处理方法，并确定许用应力设计需要为普通用途，中小功率的减速器，选用45钢正火

14、处理。 16-1得强度极限， 16-5得许用弯曲应力。（二）估算轴的最小直径 16-2 ，取A=110，根据公式16-1得 解的：mm考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即28.621.05=30.051mm。 表16-3可知，选取最小直径应为31.5mm。（三）轴的结构设计并绘制结构草图（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 绘制轴的计算简图图7-1输出轴的结构定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承

15、受轴向力时，其轴肩高度要大些，如图7-1中的与，与, 与的轴肩。 (P294图16-11)，可知,为保证零件与定位面靠紧，轴上的过度圆角半径r应小于轴上的零件圆角半径R和倒角C。一般取定位轴肩高度h=(0.070.1)d，轴环宽度一般可取b=1.4h。轴上有轴、孔配合要求的直径，如图7-1所示的安装齿轮和联轴器处的直径、，一般应取标准值(见表16-3)。另外，安装轴承及密封元件处的轴径、和 ，应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致。非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，一般为（13）mm，如图7-1中的与，与，与处的直径变化. 因此，由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等，=31.5

16、mm，考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素，其他各段直径可确定为：考虑在处联轴器用轴肩实现轴向定位，所以，=+2(0.070.1)=35.9137.8mm取 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处应大于，所以，=+(13)=3840mm要满足轴承基本型号，故选为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径应大于,所以，=+(13)=4143mm处安装齿轮一般取标准值，表16-3。可知，取 =42.5mm考虑在与处用轴肩实现轴向定位，所以， =+2(0.070.1)=48.4551mm取 =50mm满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴

17、承相同,即 =40mm与用轴肩实现轴向定位，齿轮在左端用轴环定位,轴环直径，所以=45.648mm取 =47mm（3）选择轴承型号由于和=40两处都安装轴承，初选深沟球轴承，（P189），可知，轴承代号为6208，轴承宽度B=18mm，安装尺寸为=47mm，所以可知=47mm。（4）确定各轴的长度如图7-1中、处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定.轮毂宽度与孔径有关，一般情况下，轮毂宽度=(1.21.6)d，最大宽度(1.82)d，轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑，装拆不便，而且键连接不能过长，键长一般不大于(1.61.8)d，以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固

18、定时，轴段长度应较轮毂宽短23mm，以保证轴上零件定位可靠。由于，mm=(1.21.6)-2=(1.21.6)31.5=35.848.4mm取 =40mm=(1.21.6)-2=(1.21.6)40-2=4662mm取 =58mm因为轴端倒角45度，=+10+2=17+10+2=30mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁的距离，取套筒长=23mm；所以= +（13）=18+23+2= 43mm齿轮位于轴的中间， 取=9mm（b），=11mm。在图7-1中，与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。此次设计的为凸缘式轴承盖，伸出

19、端盖外部分的长度与伸出端安装的零件有关，与端盖固定螺钉的装拆有关，查有关表格可取B(3.54) ，此处为轴承端盖固定螺钉直径，轴上零件不影响螺钉等的拆卸，查有关表格，可取=(0.150.25) .由装拆弹性套销距离B确定(B值可由联轴器标准查出).轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定.（P21）.可知地脚螺钉直径： 取 轴承盖螺钉直径： 取 所以=(0.150.25) =1.22mm，取。有：取，同时取.则 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：=+=43+58+9+11=121mm（四）求作用在轴上的外力和支反力（1） 根据轴系机构图绘制轴的计算简图，如图7-2

20、（a）图7-2 轴的强度计算 轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力和径向力，方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为。已知： 已知：（齿轮传动设计中已算出分度圆直径）求圆周力： 求径向力： =510.18N（2） 将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。垂直面的支反力（见图7-2（b） 水平面上的支反力（见图7-2（c） （3）作弯矩图作垂直弯矩图（见图7-2（b）垂直面上截面的D处的弯矩 作水平面弯矩图（见图7-2（c） 作合成弯矩图（见图7-2（d） 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为 解的：作扭矩图（见图7-2（e） 扭矩

21、只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上。（五）校核轴的强度 轴在D处截面处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面，轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数.轴的材料为45钢，正火处理，（P291表16-1及P296表16-5），得=55MPa。由由此可知，轴的强度满足要求.2、输入轴（高速轴）的设计图7-3输入轴的结构（一）选择轴的材料 与输出轴选材一样。选用45钢正火处理。表16-1得， 表16-5得。（二）齿轮上作用力的计算已知：已知：求圆周力：求径向力： 将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。垂直面的支反力 N水平面上的支反力 N（三）按扭转强度估

22、算轴的最小直径轴径d的设计计算公式为（P291表16-2），取A=110，代入上面公式，有 上式求出的直径为轴的最小直径，即外伸轴段直径，需要圆整为标准直径，与标准件相配是应与标准件相一致。当轴上开有键槽时，轴径还应增大5%7%(一个键槽)或10%15%(两个键槽)，因为外伸轴段上有一个键槽。所以，取=18.4(1+5%)=19.32mm。（P292表16-3），可知取 （四）轴的结构设计（1）确定轴上零件的位置和固定方法单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边.轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现.轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向

23、定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位.（2）确定轴的径向尺寸定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时，其轴肩高度要大些，如图7-3中的1与2，4与5，处的轴肩。定位轴肩高度a=(0.070.1)d，轴环宽度b1.4a。查阅有关资料获得配合或安装标准件的直径，轴上有轴、孔配合要求的直径，如图7-3所示的安装齿轮处的直径4，一般应取标准值。另外，安装轴承及密封元件处的轴径2，5和3应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致。非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，一般为13mm.如图7-3中2与3、3与

24、4的轴径变化。由以上可知取 取 （P292表16-3），可知取 （3）选择轴承型号由于5和3两处都安装轴承，初选深沟球轴承，（P189），可知，轴承代号为6205，轴承宽度B=15mm。（4）确定轴的轴向尺寸由轴上安装零件确定的轴段长度，如图7-3中1、4、5处由带轮轴、齿轮的轮毂宽度及轴承宽度确定。一般情况下，轮毂宽度=(1.21.6)d，最大宽度(1.82)d，轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑，装拆不便，而且键连接不能过长，键长一般不大于(1.61.8)d，以免压力沿键长分布不均匀现象严重。所以 取 为了安装方便和各种零件协调，可将轴的第4段与小齿轮做的一体，其长度可比小齿轮的宽度（57mm）大1

25、.21.6倍（68.491.2），取 因为轴端倒角45度， =B+2+10=15+2+10=27mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和该轴段外端的距离取为2mm，取套筒长=10mm，所以=15+10+2=27mm地脚螺栓直径： 取 轴承盖螺钉直径： 取 所以=(0.150.25)=1.22mm，取。取，同时取。则 （五）强度校核强度校核方法与输出轴方法相同，经校核，强度符合要求。八、轴承的设计1输出（低速）轴承的设计（一）初选轴承型号由前面条件，试选择深沟球轴承，因其直径与轴第3段直径相等，故其直径取，（P189），可知，轴承代号为6208，轴承宽度B=18mm，基本额定动荷载,基本额定静荷

26、载。由已知条件知道工作时间为10年，且每天3班制工作，则大概总的各种时间为（轴承预计寿命）：=3651024=87600h（二）计算当量动截荷考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为：=745.8N向心轴承只承受径向载荷时， （三）校核轴承寿命轴承计算寿命公式为（P253表14-7），常温下，111.28所以 =4279196h由于满足要求，故选用6208型轴承。2、输入（高速）轴承的设计（一）初选轴承型号由前面条件，试选择深沟球轴承，因其直径与轴第3段直径相等，故其直径取，（P189），可知，轴承代号为6205，轴承宽度B=15mm，基本额定动荷载,基本额定静荷载。由已知条件知道工作时间为

27、10年，且每天3班制工作，则大概总的各种时间为（轴承预计寿命）=3651024=87600h（二）计算当量动截荷考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为=791.4N向心轴承只承受径向载荷时=791.4N（三）校核轴承寿命轴承计算寿命公式为：（P253表14-7），常温下，由之前结果可知，所以 ， L10h=95152h由于满足要求，故选用6205型轴承。九、键连接的选择和校核图9-1 平键安装图1、低速轴（一）键的尺寸计算轴1段 ，轴4段可知： 表13-10在3038mm之间，则b=10mm，h=8mm，此处的键是用于轴端连接，与联轴器相连，选择C型槽键；表13-10在3844mm,则b=

28、12mm,h=8mm.静连接时，一般键长可比轴段长度小510mm。则段的L=(510)= 58-（510）=4853mm，取L=50mm段的L=(510)=40-（510）=3035mm，取L=32mm(二）强度校核工作表面的挤压应力为：= 121.36Mpa（P234表13-11）可知，轮毂材料为45钢，且载荷平稳时，许用挤压应力=125150MPa. =125150MPa, =125150MPa,故连接能满足挤压强度要求。2、高速轴（一）键的尺寸计算轴1段=20mm（P231表13-10），可知：=20mm在1722mm之间，则b=6mm，h=6mm。静连接时，一般键长可比轮毂宽度小13m

29、m.则段的键长L=-2(13)=38-（26）=3236mm，取L=32。则工作表面的挤压应力为： 轴4段（P231表13-10），可知： =23mm,在2230之间，则b= 8 mm，h= 7 mm。 静连接时，一般键长可比轮毂宽度小13mm.则段的键长L=L4-2(13)=70 -（26）=64 68mm，取L=65mm则工作表面的挤压应力为 （P234表13-11），可知，轮毂材料为45钢，且载荷平稳时，许用挤压应力=125150MPa. =125150MPa,故连接能满足挤压强度要求。十、联轴器的选择1.类型选择综合考虑各种因素选择弹性柱销联轴器。2.型号选择（1）计算名义扭矩TT=（

30、2）确定计算扭矩由电动机的工作特性可知，（P307表17-1），取K=1.5则 ： （3）选择联轴器的型号查（P191），可知=252.3T=315111.28=nn=5600r/min，故选择型号为HL2的联轴器。十一、箱体的结构设计P91得到减速器铸造箱体结构设计的数据如下：表11-1减速器箱体结尺寸（单位mm）名称符号尺寸箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座12箱盖12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径16地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径 12连接螺栓的间距160轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径5定位销直径12、至外箱壁距离25、至凸缘边缘距离23轴承旁凸台的半径23箱体外壁至轴承座端面的距离55大齿轮顶圆与箱体内壁的距离12齿轮端面与箱体内壁距离10箱座7箱盖上的肋板厚7轴承旁凸台的高度40输出轴承端盖外径102输入轴承端盖外径87输出轴承盖两个相对螺钉直径的间距82输入轴承盖两个相对螺钉直径的间距67十二、减速器附件的选择1.窥视孔及视孔盖图12-1窥视孔和视孔盖表19-4可知：表12-1 窥视孔及视孔盖尺寸（单位：mm） 直径孔数90756070554074452.通气器由已知选，外型安装图： 图12-2 通气塞表12-2 通气塞有关尺寸 (单位：mm)M121.251816.5141910243.游标尺选M12型。安装图为：图12-3 油标尺表12-2 油标尺有关尺寸 （单位：mm）