《机械设计》课程设计说明书

武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称： 带式运输机传动装置的设计 专业班级： 2014级机制中美班 学生学号： 1403190666 学生姓名： 学生成绩： 指导教师： 秦襄培 课题工作时间： 2016.12.12 至 2016.12.30 武汉工程大学教务处目录第一章 设计任务书带式运输机的传动装置3第二章 传动装置总体设计51. 系统总体方案的确定52. 电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）73. 传动装置的总传动比及其分配8第三章 传动零件的设计计算111. V带传动的设计计算112. 齿轮传动的设计计算14第四章 轴的设计计算211. 选择轴的材料及热处理212. 初估轴径213. 轴的结构设计224. 减速器零件的位置尺寸26第五章 润滑方式润滑油牌号及密封装置的选择27第六章 箱体及其附件的结构设计28第七章 减速器的箱体的结构尺寸30心得体会31参考文献32第一章 设计任务书1. 设计题目：设计带式运输机的传动装置2. 带式运输机的工作原理3. 原始数据学号鼓轮直径D（mm）输送带速度v(m/s)输出转矩T(N.m)14031901174000.734204. 工作条件（已知条件）1) 工作环境：一般条件，通风良好；2) 载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；3) 使用期限：8年，大修期3年，每日两班制工作；4) 卷筒效率：=0.96；5) 运输带允许速度误差：5%；6) 生产规模：成批生产。5. 设计内容1) 设计传动方案；2) 设计减速器部件装配图（A1）；3) 绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；4) 编写设计计算说明书一份（约7000字）。第2章 传动装置总体设计1. 系统总体方案的确定1) 系统总体方案：电动机传动系统执行机构2) 初选的三种方案如下:图1 方案一：展开式两级圆柱齿轮图2 方案二：同轴式两级圆柱齿轮 图3 方案三：分流式两级圆柱齿轮3) 系统方案的总体评价：以上三种方案：方案一中一般采用斜齿轮，低速级也可采用直齿轮。总传动比较大，结构简单，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。方案二中减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴肩润滑较困难。方案三中一般为高速级分流，且常用斜齿轮，低速级可用直齿或人字齿轮。齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。常用于大功率，变载荷场合。方案一结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。总的来讲，该传动方案一满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还有结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高等优点。2. 电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）1) 电动机类型和结构型式选择最常用的的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性较好，也适用于某些要求较高起动转矩的机械。2) 选择电机容量首先估计传动装置的总体传动范围：由卷筒的圆周速度V可计算卷筒的转速nw=601000vD =34.87r/min工作机所需有效功率Pw=Tnw9550=1.53kw从电动机到工作机主轴之间的总效率=123n查表2-4知：联轴器的传动效率4=0.99，有1个V带传动效率1=0.96卷筒轴滑动轴承5=0.96滚动轴承2=0.99，有3对圆柱齿轮传动3=0.97，有2个卷筒效率6=0.960.8故：查表得：=2.2kw3) 选择电动机的转速选择电动机转速时nd=i1i2i3innw式中：电动机转速可选范围各级传动的传动比范围由表3-2查得V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-5，其他的传动比都等于1，则电动机转速的可选范围为：（628-4184）r/min可见，同步转速为750r/min1000r/min、1500r/min、3000r/min的电动机均符合这里选择常用的同步转速为1500rpm和1000rpm两种4) 确定电动机型号由表17-7知，电动机型号相关表格如下方案号电动机型号额定功率Kw电动机转速r/min电动机质量Kg总传动比参考比价同步满载1Y112M-62.210009604526.962.222Y100L1-42.2150014303440.721.67两个方案均可行，方案2电动机成本低，对选定的传动方案传动比也适中，故选方案2.选定电动机型号为Y100L2-4，其它主要参数列于下表1电动机型号额定功率Kw电动机转速中心高mm外伸轴径mm轴外伸长度mm同步满载Y100L1-42.21500143010028603. 传动装置的总传动比及其分配1) 计算总传动比：i=nmnw=143034.87=412) 各级传动比的分配传动比选取见表3-2，V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-5，对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为了使两级的大齿轮有相似的浸油深度，高速级传动比i2和低速级传动比i3可按照下列方法分配:i2=1.31.4i取V带传动比i1=2.5 i2=1.3i则减速器的总传动比为i=ii1=412.5=16.4双级圆柱齿轮高速级传动比i12=1.3i=1.316.4=4.62双级圆柱齿轮低速级传动比i34=ii12=16.44.62=3.553) 各轴的转速n电动机转轴转速:n0=nm=1430r/min高速轴：n1=n0i1=14302.5=572r/min中间轴：n2=n1i12=5724.62=123.8r/min低速轴：n3=n2i34=123.83,55=34.88r/min4) 各轴输入功率P电动机：Ped=2.2kw高速轴:P1=P01=2.20.96=2.112kw中间轴:P2=P123=2.1120.990.97=2.028kw低速轴:P3=P223=2.0280.990.97=1.947kw5) 各轴输入转矩T电动机转轴:T0=9550P0n0=95502.21430=14.69Nm高速轴：T1=9550P1n1=95502.112572=35.26Nm中间轴：T2=9550P2n2=95502.028123.81=156.43Nm低速轴：T3=9550P3n3=95501.94734.88=533.08Nm将以上计算结果整理后列于下表2：项目转速n功率P转矩T（N.m）传动比n效率电动机轴14302.214.692.54.623.550.960.96030.9603高速轴I5722.11235.26中间轴II123.812.028156.43低速轴III34.881.947533.08第3章 传动零件的设计计算1. V带传动的设计计算1) 已知条件设计此V带传动h时，已知条件有:带传动的工作条件；传递的额定功率；小带轮转速；大带轮转速。设计内容包括:选择带的型号；确定基准长度、根数、中心距、基准直径以及结构尺寸；初拉力和压轴力。2) 设计步骤传动带初选为普通V带传动1 确定计算功率Pca=KAPP为所需传递的额定功率就是电动机额定功率此输送机每日两班制就是工作16小时，且工作载荷平稳。由课本P156表8-8查得，工作情况系数KA=1.2则Pca=KAP=1.22.2=2.64kw2 选择V带型号小带轮转速即电动机满载转速n0=1430r/min根据Pca=KAP=1.22.2=2.64kw 和n0=1430r/min查图8-11，选取带型为A型。3 确定带轮的基准直径dd，并验算带速度v根据V带的带型和电动机的中心高100mm,查表8-9选取小带轮的基准直径dd1=90mm验算带速v1=3.14d1n0601000=3.14901430601000=6.74m/s因为带速不宜过高，一般在5m/sv120计算带的根数z查表8-4插值得P0=1.05kw查表8-5插值得P0=0.1676kw查表8-6得K=0.946查表8-2得KL=0.93z=PcaP0+P0KKL=2.641.05+0.16760.9460.93=2.46取V带根数为3根6 计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以 F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9462.640.94636.74+0.1056.742=112N7 计算压轴力FP=2zF0sin12=23112sin1592=661N将以上计算结果整理后列于下表3：带型计算功率/kw带速v/(m/s)中心距a/mm基准长度/mm小带轮包角根数z小带轮直径dd1/mm小带轮直径dd2/mmA2.26.7437312501593902243）带轮的结构设计由电动机的外形和安装尺寸知，大带轮采用孔板式、小带轮采用实心式的铸造带轮。因为选用普通A型V带轮，查表8-11知轮槽截面尺寸：e=150.3mm,=9mm,=11mm,=2.75mm,=8.7mm,=6mm则带轮轮缘宽度B=z-1e+2f=480.9mm,取B=50mm轮毂长度 ，取电动机处伸出长度=60mm小带轮装在电动机轴上，轴孔直径应等于电动机外伸轴径，即28mm小带轮的基准直径dd1=90mm，则da1=dd1+2ha=90+22.75=95.5mm小带轮外径da12=95.52=47.75电动机中心高，合适大带轮装在减速器高速轴上，轴孔直径待定轮缘宽度同上小带轮B=50mm，轮毂长度l待定材料：HT150据式（8-15），带传动实际平均传动比为i1=n0n1=dd2dd11-，取，则i1=n0n1=dd2dd11-=224901-0.015=2.53 n1=n0i1=14302.53=565.22r/minT1=9550P1n1=95502.112525.22=35.68Nm2. 齿轮传动的设计计算1) 材料及热处理：选择大齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为200HBS,软齿面；小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度2) 初选高速级小齿轮齿数z1=20, 则高速级大齿轮齿数z1=i12z1=4.6220=92.4,所以取Z2=93，则齿数比u1=4.653) 初选低速级小齿轮齿数z2=20, 则低速级大齿轮齿数z2=i34z2=3.5524=85.2,所以取Z2=86,则齿数比u2=3.584) 按齿面接触强度设计d1t2Kt1T2d1u+1uzHZEZH2d2t2Kt2T1d2u+1uzHZEZH21 确定公式内的各计算数值a. 试选Kt1.3b. 查表选取尺宽系数d1c. 查表得材料的弹性影响系数=189.8MPa12d. 按齿面硬度查表10-25得 小齿轮的接触疲劳强度极限： 高速级600MPa 低速级630MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限： 高速级550MPa 低速级560MPas；e. 计算应力循环次数高速轴：N1=60n1jLh=60565.221（283003）4.884109N1=N1i12=4.8841094.64=1.057109低速轴：N2=60n2jLh=60122.341（283003）1.057109N2=N2i34=1.0571093.55=0.298109式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时f. 查表得接触疲劳寿命系数高速轴：KHN1=0.92；KHN2=0.96低速轴：KHN1=0.92；KHN2=0.96g. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1高速轴：=0.926001=552MPa=0.965501=528MPa低速轴：=0.926301=579.6MPa=0.965601=537.6MPa5) 计算1 计算两级小齿轮分度圆直径d1t2Kt1T2d1u+1uzHZEZH2=45.10mmd2t2Kt2T1d2u+1uzHZEZH2=74.13mm2 计算圆周速度v1=3.14d1tn1601000=1.334m/sv2=3.14d2tn1601000=0.475m/s3 计算齿宽b模数m、齿高hb1=dd1t=45.10mmb2=dd2t=74.13mmm1=d1tz1=45.1020=2.255mmm2=d2tz2=74.1324=3.09mmh1=2.25m1=5.07mmh2=2.25m2=6.95mm4 计算载荷系数Kh=KaKvKhaKhb已知载荷平稳，取Ka=1根据V1=1.334m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv1=1.07同理有V2=0.475m/s，得Kv2=1.03直齿轮有Kha=KFa=1查表10-4插值得到Khb1=1.46，Khb2=1.46故载荷系数:Kh1=KaKv1KhaKhb1=11.0711.46=1.56Kh2=KaKv2KhaKhb2=11.0311.46=1.5045 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得=47.93mm=77.8mm6 计算模数m=47.93/20=2.4mm=77.8/24=3.24mm6) 按齿根弯曲强度设计mT1 确定计算参数由图10-24查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1=560MPa 大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=530MPa由图10.22知弯曲疲劳寿命系数：高速级，低速级，2 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4=5600.851.4=340MPa=5300.871.4=329MPa=5600.861.4=344MPa=5300.891.4=337MPa3 查图10-18取应力校正系数：高速级=1.58；=1.76低速级=1.58，=1.76查图10-17取齿形系数：高速级=2.65，=2.23低速级=2.65，=2.2464 计算大、小齿轮的并加以比较高速级 =2.651.58340=0.0123=2.231.76329=0.0119低速级=2.651.58344=0.0122=2.2461.76337=0.0117都是小齿轮的数值大，所以取较大者，即高速级取0.0123，低速级取0.01225 计算实际载荷系数K1=KaKv1KfaKfb1=11.0311.38=1.42K2=KaKv2KfaKfb2=11.0311.36=1.4016 设计计算=1.46mm=2.107mm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决定的承载能力仅与直径有关，综合结果取高速级m1=2mm，低速级m2=2.5mm7 几何尺寸计算a. 高速级 小齿轮齿数=47.93/2=23.965，取Z1=24 大齿轮齿数=4.65*24=111.6,取Z2=112 计算分度圆直径=2*24=48mm=112*2=224mm 计算中心距=（48+224）/2=136mm 大齿轮齿宽=1*48=48mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm，所以=55mmb. 低速级 小齿轮齿数=77.8/2.5=31.12 取z2=32 大齿轮齿数=32*3.58=114.56 取z2=115 计算分度圆直径=2.5*32=80mm=115*2.5=287.5mm 计算中心距=（80+287.5）/2=183.75mm 大齿轮齿宽=1*80=80mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm，所以=88mm综上，齿轮传动的参数如下表4：名称参数传动高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z2411232115模数m222.52.5分度圆直径d4822480287.5齿宽b55488880中心距a133183.25圆周速度v1.3340.475第4章 轴的设计计算1. 选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故低速轴和中间轴选择45钢,调质处理；高速轴选择40Cr钢，调质处理。2. 初估轴径1) 高速轴查表15-3，取A1=126dA13P1n1=12632.112572=19.47mm高速轴最小直径处安装大带轮，中间安装齿轮，轴上设有两个键槽。所以=1.1219.47mm=21.8064mm取=22mm2) 中间轴查表15-3，取A2=115dA23P2n2=11532.028123.81=29.21mm中间轴安装齿轮，轴上设有两个键槽。所以=1.1229.21=32.7152mm取=33mm3) 低速轴查表15-3，取A3=110dA33P3n3=11031.94734.88=42.04mm低速轴安装有联轴器和齿轮，轴上设有两个键槽。所以=1.1242.04=47.0848mm取=48mm 也是输出端联轴器2的孔径3. 轴的结构设计1) 高速轴的结构设计1 各轴段直径的确定a. 最小直径，安装大带轮的外伸轴段，=22mmb. 密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，得知第二段轴的定位高度h=(0.07-0.1)，选取=26mmc. 为滚动轴承处轴段直径，=30mm,所以选取轴承为6206，其尺寸dDB=30mm62mm16mmd. 为过渡轴承，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，因此需要考虑挡油盘的轴向定位，取=30mm。e. 齿轮处轴段，齿轮孔径d的关系有d1=1.6d，=42mm。f. 齿轮轴肩=42+4=46mmg. 滚动轴承处轴段=30mm2 各轴段长度的确定a. 由大带轮的轮毂孔宽度B=50mm确定=50mmb. 由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，选取轴承端盖螺钉直径d3=6mm,那么e=1.2d=7.2mm,m=31mm,螺钉数为4.由装配关系取带轮与箱体距离为50mm，轴承处轴段缩进2mm,则=7.2+31+2+50=90mm.c. 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定=16+12=28mm。d. 根据高速级小齿轮宽度B1=55mm，确定=55mm.e. =8mm为小齿轮轴肩长度。f. 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定=16+10=26mm.3 键的尺寸设计齿轮选用普通平键，尺寸为bhL=12840mm大带轮选用普通平键，尺寸为bhL=8732mm.4 齿轮与轴配合为H7/n6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6.图4 高速轴2) 低速轴的设计1 各轴段的直径确定：a. d31最小直径，安装联轴器的外伸轴段。d31=d3min=48mmb. d33为滚动轴承处轴段d33=55mm，故选轴承为6211，其尺寸为dDB=55mm100mm21mm。c. d32为密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准，d32=53mm。d. d34过渡段，需要考虑挡油盘的轴向定位，取d34=64mm。e. d35轴环，根据齿轮的轴向定位要求d35=66mm。f. d36低速级大齿轮轴段d36=60mm。g. d37为滚动轴承与套筒轴段，d37=d33=55mm.2 各轴段长度的确定。a. L31由d31=45mm。选取TL8型弹性套柱销联轴器，则联轴器的毂孔宽L1=84mm，取L31=82mm。b. L32由箱体结构轴承端盖装配关系确定，轴承盖总宽度46mm，端盖外端面与半联轴器的右端面间距为30mm，取L32=80mm。c. L33由滚动轴承宽度B=21mm。d. L34过渡段长度L34=50mm。e. L35由轴环宽度取L35=10mm。f. L36由低速轴大齿轮的毂孔宽B2=80mm，取L36=80mm。g. L37由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L37=21mm+20mm=41mm.3 键的设计：L31段需与外部的联轴器连接，故选用C型普通单圆头平键，尺寸为bhl=14mm9mm70mm.L36段为大齿轮轴段，故选用A型普通平键，尺寸为bhl=18mm11mm70mm.4 齿轮与轴的配合为H7/h6，半联轴器与轴的配合为H7/k6，轴承5 与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6.图5低速轴3) 中间轴的设计1 各轴段直径的确定。a. d21最小直径，滚动轴承处轴段，d21=d2min=35mm滚动轴承选取6207，其尺寸dDB=357217mm.b. d22低速级小齿轮轴段，选取d22=50mm.c. d23轴环，根据齿轮的轴向定位要求d23=55mm.d. d24高速级大齿轮轴段，d24=45mm.e. d25段为套筒与轴承处，d25=35mm.2 各轴段长度的确定。a. L21由滚动轴承，挡油盘确定，滚动轴承B=17mm,所以L21=17+12=29mm.b. L22由低速级小齿轮的毂孔宽度B2=88mm,故L22=88mm.c. L23轴环宽度L23=10mm.d. L24由高速级的大齿轮的毂孔宽度B1=48mm.e. L25由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L25=17+20=37mm.3 键的尺寸设计。 选2个普通平键：低速级小齿轮上：bhL=14970mm高速级大齿轮上：bhL=14940mm4 齿轮与轴配合为H7/n6,半联轴器与轴配合为H7/k6，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸工差为m6.图6 中间轴4. 减速器零件的位置尺寸减速器零件位置尺寸列表代号名称取值mm代号名称取值mm1齿顶圆至箱体内壁的距离 107箱底至箱底内壁距离202齿轮顶端面至箱体内壁距离16H减速器中心高1803轴承端面至箱体内壁距离8L1箱体内壁至轴承座孔端面间的距离664旋转零件间轴的距离15e轴承端盖凸缘厚度105齿顶圆至轴表面距离13L2箱体内壁轴向距离1506大齿轮齿顶圆至箱底内壁的40L3箱体轴承座孔端面间的距离282第五章 润滑方式润滑油牌号及密封装置的选择1.齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度v12m/s，并且传动装置属于轻型的，且转速较低，故采用油润滑。查手册表16-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN22，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油地面的距离3060mm。2.滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以采用脂润滑。查手册表16-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-20008），代号为1号。3.密封为避免油池中有稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环，输入轴与输出轴处用毡圈密封。第六章 箱体及其附件的结构设计1. 减速器的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：1）确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：取=8mm。2）合理设计肋板在轴承座孔与箱底结合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。加厚肋厚计算为：箱座m=0.85，m=6.8mm，箱盖m1=0.85，m1=8.5mm3）箱体上径孔的计算地脚螺钉的直径df=0.036a+12=17mm，地脚螺钉有四个轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=0.751713mm箱盖箱座联接直径 d2=10mm轴承盖螺钉直径查手册表15-6,螺钉直径d31=8mm，4个；d32=8mm，4个；d33=6mm，4个轴承盖外径，由输入轴到输出轴分别为90mm，120mm，160mm观察孔盖螺钉直径为d4=（0.30.4）df=6mm、至箱体外壁距离分别为24mm、20mm、18mm、至凸缘的距离为16mm、14mm。箱体外壁至轴承座端面距离l1=C1+ C2+（510）=40mm4）合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。2.减速器附件的结构设计1）检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查孔要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。2）放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便与油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。3）油标油标用来指示油面高度，将