机械设计课程设计-带式运输机的传动装置设计（含全套CAD图纸） .doc

机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.12七、滚动轴承的选择及校核计算.19八、键联接的选择及计算.22全套设计，联系 153893706设计题目：带式运输机的传动装置设计06机械班设计者： 学 号：指导教师： 2008年12月2009年1月计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，两班制，使用期限为10年，运输带速度允许误差为5，室内工作。（2） 原始数据：运输带有效拉力f1800n 运输带工作速度v1.75m/s 卷筒直径d280mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：选用y型三相笼式异步电动机，封闭式结构，电压380v。2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带3轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9930.970.990.96=0.859 (2)电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=18001.75/(10000.859)=3.671kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d6010001.75/(280)r/min 119.42r/min 按1表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36。取v带传动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=ian筒=（624）119.42r/min7172867r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由2可知有三种适用方案，如下表所示：方案电机型号额定功率电机转速传动装置的传动比同步满载总传动v带传动减速器1y112m441500144012.566 34.189 2y132m6410009608.377 32.792 3y160m1847507206.283 32.094综合考虑，电动机和传动装置的尺寸和带传动、减速器的传动比选择第一个方案，因此选定电动机型号y112m4，其主要性能如下表：型号额定功率（kw）满载时转 速功 率功率因数y112m44144084.50.824、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为y112m4。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1140/119.4212.0582、分配各级传动比为使v带传动外廓尺寸不致于过大，所以取带传动比为3.12，而减速器为一级传动，故圆柱齿轮传动比i3.859。四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）ni= nm/ i带=1440/3.125460.8（r/min）nii=ni/i齿轮=460.8/3.859=119.409(r/min)niii=nii计算各轴的功率（kw）pi= pd带=3.6710.96=3.524kw pii=pi轴承齿轮=3.5240.970.99=3.384kwp卷筒=pii轴承联轴器=33.3840.990.99 =3.317kw2、 计算各轴扭矩（nmm）电机输出转距： td=9.55103pd/nm=9.551033.671/1440 =24346.868nmmti= td i带带=24346.8683.1250.96 nmm=73040.604 nmmtii= ti i齿轮轴承齿轮=270700 nmmtiii= tii 齿轮联轴器265300 nmm 五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1）选择普通v带截型由3查表8-7可知工作情况系数：ka=1.1pca =kap=1.13.671=4.038kw根据计算功率pca 和小带轮的转速n1，由3图811选取普通v带：a型带。再根据v带带型，由3表86和表88确定小带轮的基准直径dd1=80mm。带速：v=（dd1n1）/（601000）=6.029m/s因为5m/sv900 （适用）（5）确定带的根数根据3表（8-4a）p0=0.68kw根据3表（8-4b）p0=0.17kw根据3表（8-5）k=0.95根据3表（8-2）kl=0.99zpca/ (p0+p0)kkl4.038/（0.680.17）0.950.995.054z取5。 （6）计算带的初拉力由3表8-3查得q=0.1kg/m，单根v带的最小初拉力：(f0) min=500pca（2.5-k）/(zv k)+qv2=112.912kn（7）计算带传动的压轴力fpfp2zf0sin1/225112.9120.9871114.829n齿轮传动的设计计算1. 选择齿轮类型、齿数、材料及精度等级 1） 按任务书的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动；2） 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为280hbs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240hbs，二者材料硬度差为40hbs；3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度。2. 齿面接触疲劳强度设计，即确定公式内的各计算数值；1） 由任务书选取区域系数=2.425；2） 试选载荷系数=1.6；3） 由2图10-26查得=0.78，=0.92，则0.78+0.92=1.704） 取小齿轮齿数z1=23。传动比i齿=3.859则大齿轮齿数：z2=iz1=3.85923=88.757 取z2 =89；理论传动比i0=89/23=3.8705） 选取螺旋角，初选为156） 由2表10-7选取齿宽系数1；7） 由2表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8mpa；8） 由2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550mpa；9） 由2式10-13计算应力循环次数60*460.8*（2*8*300*10）=1.327*10 =3.429*10；10） 由2图10-19取接触疲劳寿命系数0.921，0.98；11） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1，由2式10-12得=552.6mpa=539.5mpa12） 许用接触应力 =545.8mpa3. 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 2） 计算圆周速度=1.200m/s 3） 计算齿宽b及模数 1*49.739=49.739mm h=2.25=2.25*2.089=4.700mm b/h=49.739/4.700=10.583 4）计算纵向重合度=0.318*1*23*tan15=1.965）计算载荷系数k已知使用系数=1根据=1.200m/s，8级精度，由1图10-8查得动载系数1.08，由表10-4查得的值与直齿轮的相同。故=1.349由2图10-13查得1.39由2表10-3查得的载荷系数k=2.0406） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得49.739*=53.9367）计算模数 4. 按齿根弯曲强度设计由2式10-17（1） 确定计算参数1） 计算载荷系数k=2） 根据纵向重合度1.960，从2图10-28查得螺旋角影响系数0.875；3） 计算当量齿数4）查取齿形系数有2表10-5查得=2.61，=2.195）查取应力校正系数由2表10-5查得=1.593，=1.7856）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa，=380mpa；7）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.86，=0.91；8）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由2式10-12得9）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮数值大；（2）设计计算 =1.643对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2即可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径=53.936来计算应有的齿数，于是由取=26，则。5.几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为131mm。2） 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正；3） 计算大小齿轮的分度圆直径4） 计算齿轮宽度55mm，60mm六、轴的设计计算 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255hbs根据【3】查表15-3，取a0=110da0（pi/ni）1/3=110 (3.524/460.8) 1/3mm=21.672mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=21.672(1+5%)mm=22.156选d=22mm2、轴的结构设计 （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 根据设计内容，选择深沟球轴承，轴d1=22mm 22mm，初选轴承代号6205，内径为25mm，宽度为15mm，查轴承基本尺寸得，工段：d1=22mm 长度取l1=36mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+22=26mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取长为30mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故ii段长：l2=63mmiii段直径d3=30mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取挡油板为19mm，l3=19+16=35mm段直径d4=34mm，长度比齿轮宽略短，取l4=55由于轴肩高度h大于0.07d，所以取d5=40mm,l5=6mm第六段长度由轴承和挡油板确定，即d6=30mm，l6=27mm 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255hbs）根据【3】查表15-3，取a0=110dc(p3/n3)1/3=110(3.384/119.409)1/3=33.537mm取d=34mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选6206型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为19mm。查轴承基本尺寸得，工段：d1=35mm 长度取l1=58mmii段:d2 =42mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取长为30mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小4mm,故ii段长：l2=65mmiii段直径d3=45mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离4mm。取挡油板为21mm，l3=21+19+4=44mm段直径d4=48mm，长度比齿轮宽略短，取l4=50mm由于轴肩高度h大于0.07d，所以取d5=56mm,l5=10mm第六段长度由轴承和挡油板确定，即d6=45, l6=19+11=30mm七. 输出轴和轴承的校核：轴的校核：1.按弯扭合成应力校核轴的强度。（危险截面c）取 则45钢调质处理，由表15-1得，故安全。1. 精确校核该轴的疲劳强度通过分析，该轴只需校核截面iv两侧即可。（1）. 截面iv左侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面iv左侧的弯矩为：扭矩为：截面上的弯曲应力为：扭转切应力为：45钢调质处理，由表15-1得，轴肩应力集中系数及按附表3-2查取，取，因，得，由附图3-1可得走的材料的敏性系数为：故有效应力集中系数按式为：由附图3-2查得尺寸系数，由3-3查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，按式3-12及3-12a得综合系数为：又由3-1及3-2得碳钢的特征系数为：，取，取于是，计算安全系数 值，按式15-615-8得：故可知其安全（2）. 截面iv右侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面iv左侧的弯矩为：扭矩为：截面上的弯曲应力为：扭转应切应力为：过盈配合处的，由附表3-8求出，并取，则 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：，故综合系数为：所以轴在截面iv右侧的安全系数为：故该轴截面iv右侧强度也足够。 轴承寿命校核：根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时2轴的滚动轴承校核根据前面选择的轴承6209进行校核（1）计算动载荷p，根据式（13-8a） 按照表13-6，=1.01.2，取=1.2，根据表13-5，x=0.56，y值查零件手册得,取中值y=1.5（2）查零件手册得c=31500n（3）验算6209轴承的寿命，根据式（13-5）远高于预期寿命，故合适。八、键联接的选择及校核计算1. 输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d1=48mm,l1=50mm查手册得，选用c型平键，得：键a 149 gb1095-1979 l=40mmt2=73.058nm h=9mm根据课本p243（10-5）式得p=2t2/dhl=273058/48940 =8.456mpar(110mpa)2、输入轴与联轴器联接采用平键联接轴径d3=35mm l3=58mm t=73.038nm查手册p51 选a型平键键108 gb1096-79l=50mm h=8mmp=2t/dhl=273038/35850 =100.434mpap(110mpa)3、输出轴与齿轮联接用平键联接轴径d=22mm l=36mm t=270.664nm查手册p51 选用a型平键键66 gb1096-79l=28mm h=6mm据课本p106式（6-1）得p=2t/dhl=2270664/22628=104.635mpap参考资料：【1】.机械设计课程设计指导书（第二版）2006-11【2】.机械零件手册（第五版）2006-12【3】.机械设计（第八版）2006-12【4】.机械设计课程设计图册（第三版）2006-8【5】.几何画法及机械制图（第五版）2006-5f=1800nv=1.75m/sd=280mmn滚筒=119.409r/min总=0.858p工作=3.671kw电动机型号y112m4i总=12.058i齿轮=3.859i带=3.125ni =460.8r/minnii=niii=119.409r/minpi=3.524kwpii=3.384kwpiii=3.317kwti=24346.868nmm