机械设计课程设计-带式运输机的传动装置减速器设计（全套图纸）F=2.3，V=1.3,D=300.doc

洛阳有色金属职工大学毕 业 作 业全套图纸，加153893706题 目 用于带式运输机的传动装置减速器设计 专业及班级 2009级机电一体化 姓 名 指 导 老 师 2011年 10 月 20 日目 录机械设计基础课程设计任务书.1一、传动方案的拟定及说明.3二、电动机的选择.3三、计算传动装置的运动和动力参数.4四、传动件的设计计算.5五、轴的设计计算.12六、滚动轴承的选择及计算.16七、键联接的选择及校核计算.18八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.18九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.20参考资料目录一、课程设计的内容1、设计题目：用于带式运输机的传动装置原始数据：（数据编号 a3 ）数据编号a1a2a3a4a5a6a7a8a9a10运输带工作拉力f(n)1500220023002500280028003300400048003000运输带工作速度v(m/s)1.11.11.31.10.91.41.21.61.250.8卷筒直径d220240300400200350350400500250工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支撑间，包括卷筒轴承的摩托阻力影响已在f中考虑）。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：10台。生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及涡轮。动力来源：电力，三相交流（220v/380v）。运输带速允许误差：5%。设计工作量：（1）、减速器装配图1张（a0或a1） （2）、零件图1张-3张。 （3）、设计说明书1份。2、设计方案:单级圆柱齿轮减速器和一级带传动二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉力： f = 2.3 kn； 2运输带工作速度： v = 1.3 m/s； 3卷筒直径： d = 300 mm； 4使用寿命： 10年；大修期三年 5工作情况：一班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，10台。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3设计说明书 1份。四、应收集的资料及主要参考文献1 孙桓, 陈作模. 机械原理m. 北京：高等教育出版社，2006.2 濮良贵, 纪名刚. 机械设计m. 北京：高等教育出版社，2006.3 从晓霞.机械设计课程设计m. 北京：高等教育出版社，2010.4 机械制图、机械设计手册等书籍。设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案已经给定为2级减速器（包含带轮减速和单级圆柱齿轮传动减速），可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即由于机械设计上常采用同步转速为1500r/min或者1000r/min的电动机，所以其总传动比在10-20之间，此传动方案能够满足要求。二、电动机选择1电动机类型按工作要求和工作条件，选用一般用途的y系列三项异步电动机。2电动机容量1) 卷筒轴的输出功率 2) 电动机输出功率d 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书3表2.2查得：弹性联轴器；滚子轴承；圆柱齿轮传动；卷筒轴滑动轴承；v带传动=0.96则故 3电动机额定功率由参考书3表16-1选取电动机额定功率4 电动机的转速由于机械设计上常采用同步转速为1500r/min或者1000r/min的电动机。故现在比较此两种电机性能以选定电动机主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速重量总传动比y132s-4y123m2-65.5kw5.5km1440r/min960r/min688417.3911.59综合比较电机和传动装置结构尺寸，质量和传动比，最终选择y123m2-6电机，查3表16-2知电机中心高h=132mm,外伸轴段d*e=38mm*80mm5、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比=960/82.8=11.59（nm为电机满载转速，nw为工作轴转速）2)、分配传动比 假设v带传动分配的传动比，则1级圆柱齿轮减速器总传动比 =三、计算传动装置的运动和动力装置1各轴转速减速器传动装置高速轴轴，低速轴为轴各轴转速为：2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即3各轴输入转矩t(nm)将计算结果汇总列表备用。项目电动机高速轴低速轴滚筒轴n转速（r/min）96032082.882.8p 功率（kw）3.563.413.253.09转矩t(nm)i传动比25.79四、传动件的设计计算1设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：1班制（共8h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=3.56kw小带轮转速 大带轮转速，传动比。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了v带传动，所以带的设计按v带传动设计方法进行）1）、计算功率 = 选择参考机械设计p1562)、选择v带型 根据、由图8-10机械设计p157选择a型带（d1=112140mm）3）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径，由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径（2）、验算带速v 因为5m/s6.28m/s90 包角满足条件（6）.计算带的根数单根v带所能传达的功率 根据=960r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=1.38kw单根v带的传递功率的增量 已知a型v带，小带轮转速=960r/min 转动比 i=/=3 查表8-4b得=0.12kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数=0.95,表8-2得带长修正系数=1.06=(+)=(1.38+0.12) 0.951.06=1.51kwz= =3.916/1.51=2.59 故取3根.（7）、计算单根v带的初拉力和最小值500*+qvv=173.51n对于新安装的v带,初拉力为:1.5=260.265n对于运转后的v带,初拉力为:1.3=225.563n（8）计算带传动的压轴力=2zsin(/2)=1024.51n（9）.带轮的设计结构a.带轮的材料为:ht200b.v带轮的结构形式为:腹板式. c结构图 （略）2、齿轮传动设计 运输机为一般工作机器，速度不高，选择直齿圆柱齿轮即可满足要求，选用8级精度1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(hb=350hbs),8级精度,查机械设计表10-1得小齿轮 40cr 调质处理 hb1=280hbs 大齿轮 45钢 调质处理 hb2=240hbs2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮=20，则=，=203.86=77.2，取=78，则2.32 3kt(i1)（ze*ze）d*u* *确定公式中的各计算数值（公式参见机械设计p211）a.因为齿轮分布对称，载荷比较平稳试选择kt=1.6b.由机械设计表10-7选齿宽系数1c.计算小齿轮的转矩: 。确定需用接触应力d.由表10-6查得材料的弹性影响系数ze=189.8mpae.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600mpa大齿轮的为=550mpaf.由式10-13计算应力循环次数g.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.95h.计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数s=1，则 =/s=540mpa= /s=522.5 mpa3）、计算（1）试算小齿轮分度圆直径:2.32 3kt(i1)（ze*ze）d*u* *=69.693mm（2)计算圆周速度vv=n1/60000=1.167m/s（3）计算齿宽b及模数b=d*=69.693mm（4）、计算齿宽与齿高之比模数 =/ =3.48mm齿高 h=2.25=7.83mmb/h=69.693/7.83=8.9(5)计算载荷系数根据v=1.167 m/s,8级精度，由图10-8查的直齿轮由表10-2查的使用系数=1由表10-4用插值法查8级精度，=1.34查图10-13得故载荷系数（6）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010a 得 =68.826mm（6）、计算模数= /z1=3.446mm4）、按齿根弯曲强度设计由式10-17(1)、确定公式数值:a 由图10-20c查大小齿轮弯曲疲劳极限分别为：=500mp，=380mpb 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88c 计算弯曲需用应力取安全系数s=1.4，由式10-12得=/s=303.57 mpa=/s=238.86 mpad 计算载荷系数ke 查齿形系数由表10-5查f 查应力校正系数由表10-5查g 计算大小齿轮的，并比较 且h 设计计算（带入10-5）对比计算结果,取弯曲疲劳强度计算模数,将模数圆整，于是有:m=2.5,按接触强度算的分度圆直径=69.693mm=/2.5=28. =28*3.86 =108 （8）、计算尺寸分度圆d1=28*2.5=70mmd2=108*2.5=270mm中心距 取a1=170mm确定齿宽 取5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40cr，调质处理，查表15-3，取2）初算轴的最小直径高速轴为输入轴，最小直径处跟v带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=23.321mm。将轴颈取整故取=24mm高速轴工作简图如图所示首先确定个段直径a段：d=24mm （有最小直径算出），考虑带轮宽度 b=2*(e+f)=50mm，（课程设计图册p79）轴承端盖厚度8mm,安装位置，取长度65mmc段：d=25mm 根据轴承（深沟球轴承6205）配合，查的宽度15mm,预留查挡油板3mm,为使轴承定位可靠，此段轴颈总长=17mmd段：d=31mm，此段为非定位轴肩，考虑机箱内壁距12，取长度15mme段：d=70mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴f段：d=31mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm,考虑机箱内壁距离12，取长度15mmg段， d=25mm, 与轴承（深沟球轴承6205）配合，取轴承内径，查的宽度15mm,预留查挡油板3mm,为保证定位可靠，此段轴颈去17mm2、轴的设计计算1）、，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=36.02mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与联轴器配合，根据机械设计课程设计表14.2，选用联轴器lt7，公称转矩500nm，许用转速3600r/min,轴孔直径40mm，轴孔长度112mm轴的设计图如下： 首先，确定各段的直径和距离（从左至右依次是abcdef）a段:d=40mm,与联轴器lt7配合，长度112mmb段：d=42mm ，考虑安装联轴器空间与轴承端盖厚度8mm,取长度17mm，c段：d=45mm，与轴深沟球轴承6009配合,宽度为16mm，d段：d=48mm,轴承定位轴肩，长度7mme段：d=76, 为保证齿轮定位可靠，长度取8mmf段：d=70mm,安装轴承，长度68mmf段：d=45mm,考虑机箱距离，定位套筒长度，取长度31mm 轴的校核计算,第一根轴:前面以求轴上载荷由于轴相对于支撑座为对称分布，所以，由材料力学知识可求得水平支反力: =1456.86n 垂直支反力: 合成弯矩w=0.1=343000=/w=0.315mpa70mpa轴材料选用40cr 查手册符合强度条件!第二根轴:由于轴相对于支撑座为对称分布，所以，由材料力学知识可求得水平支反力: =1385.925n 垂直支反力: 合成弯矩算的w=67146.34=/w=3.389mpa70mpa轴材料选用40cr 查手册符合强度条件六、滚动轴承的选择及计算1.轴轴承 初选型号为6205的深沟球轴承，查课程设计表13.1知d=25,d=52,b=15，c=141）计算轴承的径向载荷：n2）计算轴承的轴向载荷 由于减速器齿轮采用圆柱直齿轮，轴承为深沟球轴承，故轴承只考虑径向载荷，其当量载荷p=查机械设计p321表13-6知=1.1则p1=1.1*1065.5=1172.05n3）校核轴承寿命按一年365个工作日,每天8小时.寿命30年.故所选轴承适用。2轴轴承初选轴承型号6009的深沟球轴承，查课程设计表13.1知d=45,d=75,b=16，c=211）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 由于减速器齿轮采用圆柱直齿轮，轴承为深沟球轴承，故轴承只考虑径向载荷，其当量载荷p=查机械设计p321表13-6知=1.1p2=1.1*1008.87=1109.76n3）校核轴承寿命按一年365个工作日,每天1班制，365*8*10=29200故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算钢铸铁1轴上采用键a，bhl=18745 单键满足设计2轴上大齿轮处键键 a bhl=201263 单键键联接的组成零件均为钢，=125mpa满足设计要求联轴器处键 a bhl=128100 单键满足要求八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=10.25mm,取11mm机盖壁厚10.02a+3=6.4mm8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=16mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=27.5mm取28mm地脚螺钉直径df0.036a+12=18.12mm取20mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=15mm取16mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=1012mm取12mm连接螺栓d2的间距l3338mm取38mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=810mm取m10窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=68mm取m8定位销直径d(0.70.8)df=1416mm取m16df、d2、d3至外机壁距离c1d1、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径r1r1=c2=24凸台高度h外机壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(58)=60内机壁至轴承座端面距离l2+c1+c2+(58)=71大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=13.2mm取14mm齿轮端面与内机壁距离2=11mm取