机械设计课程设计计算说明书-带式运输机传动装置.doc

装 订 线 机械设计课程设计计算说明书 设计题目_ _专业_班 设 计 者_ 指导老师_ _年_月_日 西北工业大学 目录一：课程设计方案二：电动机的选择三：传动装置的总传动比及其分配四：计算传动装置的运动和动力参数五：带的结构设计计算 六：齿轮的结构设计七：轴的设计八：箱体的设计九：键的校核十：轴承寿命的验算十一：轴的强度校核十二：设计小结 十三：参考文献 一、 课程设计方案1传动装置简图传动简图如图1所示 图12原始数据带式运输机传动装置的原始数据如下表所示输送链牵引力f/kn输送链的速度v（m/s）链轮节圆直径d/mm1.40.8 1153工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差。传动方案： 二、电动机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380v。（2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献1的（2-1）为由式（2-1）得 根据已知条件，链板式输送机的传动效率机效率 传动装置的总效率查参考文献1第3章中表3-1机械传动效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率，球轴承传动效率（一对），带传动效率，锥齿轮（8级精度）传动效率（一对），代入得 所需电动机功率为 因仅有轻微振动，电动机额定功率略大于即可，选电动机的额定功率为1.5 kw。（3）确定电动机转速链轮工作转速为 参阅参考文献【1】第十七章表177 y系列（ip44）三相异步电动机的技术数据，选择电动机型号为y90l4，满载 三传动装置的总传动比及其分配计算总传动比： 合理分配各级传动比：因为带轮的传动比应小于齿轮的传动比，以便使整个传动系统的尺寸较小，结构紧凑。参阅参考文献【1】第三章表32 各类机械传动的传动比，取带轮的传动比，锥齿轮的传动比 四计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速（2）各轴功率齿轮1的输出功率带轮1的输出功率（电动机的输出功率）五、带的结构设计（1）确定计算功率由前面计算已知:v带的输出功率，带轮1转速查阅参考文献【2】第八章表87 工作情况系数，工况为载荷变动小，每天工作小时数为16h，所以取计算功率（2）选择v带的带型根据计算功率和带轮1的转速，查阅参考文献【2】第八章图811 普通v带选形图，选择代型为z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查阅参考文献【2】第八章表86 v带轮的最小基准直径和表88 普通v带轮的基准直径系列，带轮1直径，计算带轮2直径，取标准值 2）验算带速v带速不宜过低或过高，一般应使，带速满足要求。（4）确定中心距a，并选择v带的基准长度1)初定中心距2）计算相应的带长。查阅表参考文献【2】表82 v带的基准长度系列及长度系数，取，3）计算中心距a及其变动范围。传动的设计中心距近似为考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围（5）验算小带轮的包角查阅参考文献【2】表85 包角修正系数，插值得包角修正系数（6）确定带的根数z查阅参考文献【2】表84b 单根普通v带额定功率的增量，计算根（7）确定带的初拉力查阅参考文献【2】表83 v带单位长度的质量，取计算单跟v带的所需的最小初拉力为：（8）计算带传动的压轴力， 六、齿轮的设计计算（一）齿轮的设计设计参数：1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度（gb10095-88）2）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择大，小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，硬度为200hbs，二者材料硬度差为40hbs。3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取2.按按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选k=1.12）由参考文献2图10-30选取区域系数zh=2.53）由参考文献2表10-7选取齿宽系数r=0.34）小齿轮转距26.3n.mm5）由由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数7）由参考文献2图10-21d按齿面硬度插值得小齿轮的接触疲劳强度极限8）由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数9）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ，安全系数s=1.1，由参考文献2式（10-12）得当nn。时，取（2）计算 1）计算载荷系数k 根据参考文献【3】表8-3查表得k=1.12）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得其中3）计算圆周速度4）模数的计算 取标准模数为m=2.75,根据m大齿轮的分度圆直径，修正后的5）计算锥齿轮锥距r 6）计算齿宽3按齿根弯曲强度校核由参考文献2式（10-17） （1）确定计算参数1）计算分度圆锥角 2）计算当量齿数4）查取齿型系数由参考文献3表8-8插值得：；5）由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限6）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数7）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.1，由文献2式（10-12）得 9）计算大，小齿轮的 ，并加以比较小齿轮的数值大，所以在计算时带入（2）设计计算 m小于2.75mm符合设计要求。齿轮的其他参数： 小结： 项目d/mmzm/mmb/mmb材料齿轮齿轮149.5182.752645钢齿轮2165602645钢计算各齿轮受力情况：同理得： 七轴的设计（一）小轴的设计已知参数：， 1 小锥齿轮轴的设计1） 最小直径的确定 而 由参考文献【2】表15-3查得。所以，由于相连处有一个键的限制，所以要将轴的直径扩大3%，2） 轴与锥齿轮的链接方式的设计由，选择键的尺寸为，键槽的深度为，小轴的小段小轴的小段分度圆直径3） 轴的各段的直径大各段的直径依次标记为：其中，其余的直径是在轴两端的直径的基础上，只要有轴肩的地方轴的直径就增加2mm。小轴的直径大小的确定方法和大轴一样，其中4） 轴各段长度的确定 a.小轴各段长度的确定根据大小轴的选择轴承类型，小轴的轴承为7204c,，大轴的轴承为7206c。由参考文献【1】表15-3查得7204c的d=4mm,b=14mm,7206c的d=62mm,b=16mm.轴承端盖的螺钉d=6mm,数目为4个，e=7.2mm。小承旁链接螺栓的直径轴承端盖的长度,轴承盖的总长b.大轴的各段长度的确定 2.轴的结构设计图 a.大轴 b.小轴 3.轴上零件的周向定位 小轴上均采用的是平键链接，配合为半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为32mm,保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，齿轮与轴配合平键为：长为25mm,配合为4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见零件图。4.联轴器的选择 根据和轴的转速n=134.33r.min查文献【1】表17-3选择型号为gj3()，由此可得半联轴器的长度l=38mm。十、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构。1、 箱体有足够的刚度在箱体两边加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2、考虑到箱体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，分箱面到油池底面的距离h为138.5mm为保证箱盖与箱座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为0.83、箱体结构应有良好的工艺性.箱座壁厚为8mm盖壁厚为8mm，并设计一定的圆角，其半径视具体情况而定。机体外型简单，平面应有一定的斜度，拔模方便.4、附件设计（1） 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有视孔，能看到传动零件的啮合状况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，并有足够的空间，以便于操作。机体上视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用钢板制成，用m8螺栓紧固（2） 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。（3） 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.（4） 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，引起润滑油的泄露，在机盖顶部的视孔盖上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。此处选用简易式通气器。（5）启盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.（6） 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.（7） 吊耳： 在箱座上设计出吊钩，在箱盖上设计出吊耳，以便于装拆和搬运减速器。减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果(mm)箱座壁厚8箱盖壁厚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12地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径8机盖与机座联接螺栓直径6轴承端盖螺钉直径6 n=4视孔盖螺钉直径6 n=4定位销直径4.8，至外箱壁距离查参考文献【1】表5-3181313，至凸缘边缘距离查参考文献【1】表5-3161111外箱壁至轴承端盖端面距离=+（58）32大齿轮顶圆与内机壁距离8齿轮端面与内机壁距离8箱盖，箱座肋厚箱盖无箱座6.8和6.8轴承端盖外径77轴承旁联结螺栓距离77 九键的校核（一）高速轴上键的校核1）高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=5mm,高度h=5mm，键长l=20mm。带轮、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。键的工作长度l=l-b=20mm-5mm=15mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由参考文献2式（6-1）可得 故挤压强度足够。2）高速轴上齿轮处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=5mm,高度h=5mm，键长l=20mm。带轮、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。键的工作长度l=l-b=20mm-5mm=15mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由参考文献2式（6-1）可得 故挤压强度足够。（二）低速轴上键的校核 1）低速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm,键长l=25mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。键的工作长度l=l-b=25mm-10mm=15mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够。 2）低速轴上外伸端处键的校核已知轴与链轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=8mm,高度h=7mm，键长l=28mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。键的工作长度l=l-b=28mm-8mm=20mm,键与链轮键槽的接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm.由参考文献2式（6-1）可得每个平键 mpa故挤压强度足够。十轴承寿命的验算(一)高速轴上轴承的寿命校核已知参数 查参考文献3可知角接触球轴承7204c的基本额定动载荷c=14500n。1. 求两轴承受到的径向载荷和 将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。如下图：由力分析可知2. 求两轴承实际承受的轴向力和对于70000ac（7206c）型轴承，查阅参考文献【3】表10-6，轴承的派生轴向力，因此有3.求轴承当量载荷 查阅参考文献【3】表10-4，由于轴承有轻微冲击，查参考文献【3】表10-5，取，则4.校核轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小校核 (三)低速轴上轴承的寿命校核已知参数 查参考文献1可知角接触球轴承7206c的基本额定动载荷c=23000n。3. 求两轴承受到的径向载荷和 将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。如下图：由力分析可知4. 求两轴承实际承受的轴向力和对于70000ac（7206c）型轴承，查阅参考文献【3】表10-6，轴承的派生轴向力，因此有3.求轴承当量载荷 查阅参考文献【3】表10-4，由于轴承有轻微冲击，查参考文献【3】表10-5，取，则4.校核轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小校核 十一轴的强度校核查阅参考文献【1】表1-6 ，查阅参考文献【3】，计算大轴弯扭强度校核：（1） 轴受力分析如图：（2） 作弯矩图和扭矩图和计算弯矩图：（3） 确定危险剖面由计算弯矩图可知