机械设计基础课程设计-带式运输机的传动装置.doc

课 程 设 计 说 明 书课程名称：机械设计基础课程设计设计题目：带式运输机的传动装置院 系：机械工程系学生姓名： 学 号：专业班级：07级机械设计制造及其自动化（1）班指导教师： 2010年03月08日目录一 设计任务书3二 传动方案简述3三 传动设计计算6四 轴及轮毂的连接计算13五 轴以及键、轴承的强度校核16六 轴的润滑密封24七 减速器箱体及其附件26八 设计小结28附：资料索引29课 程 设 计 任 务 书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名 穆军彪所在院系机械工程系专业、年级、班07级机械设计制造及其自动化（1）班设计要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限10年，小批量生产。允许输送带速度误差为。原始数据如下：输送带拉力f（kn）=2.6输送带速度v(m/s) =1.95滚筒直径 d(mm) =340学生应完成的工作： 1编写设计计算说明书一份（6000-8000字）。2减速器部件装配图一张(a0或a1)；3绘制零件图2-3张。参考文献阅读： 工作计划：1. 设计准备工作 1天2. 总体设计及传动件的设计计算 2天3. 装配草图及装配图的绘制 5天4. 零件图的绘制 1天5. 编写设计说明书 1天任务下达日期： 2010年 3 月 08 日 任务完成日期： 2010 年 3月 22 日指导教师（签名）： 学生（签名）： （设计题目）摘 要：本设计为带式运输机传动装置，其工作平稳，使用较为广泛，主要结构包括电动机，减速器以及皮带轮，根据工作要求，为小功率传动，选择二级直齿圆柱齿轮减速器。减速器是原动机和工作机之间的封闭式传动装置，用来减低转速和增大转矩的以满足各种工作的需要，二级齿轮减速器结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，要求轴有较大的刚度，高速既齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩的作用下产生的扭矩变形和在载荷作用下轴产生的弯曲变形可部分相互抵消，以缓解沿齿宽载荷分布不均匀的现象。 当今的减去器的发展正朝向大功率、大传动比、小体积、高效率、高寿命的方向。在现代机械行业起着较大的作用，种类也更趋于多样化。通过本次对减速器的设计，能使我加深对减速器的理解，和对机械行业的认识。关键词： 带式传输机 减速器 课程设计一 设计任务书1.1 题目：带式输送机传动装置（二级齿轮减速器）1.2 任务：（1）减速器装配图（a1） 1张（2）低速轴零件图（a3） 1张（3）低速级小齿轮零件图（a3） 1张（4）设计计算说明书 1份1.3 传动方案：图（1）传动方案示意图1.4 设计参数：（1）传送速度 v= 1.95m/s （2）鼓轮直径 d=340mm（3）鼓轮轴所需力 f=2600n1.5 其它条件减速器载荷平稳，齿轮单向运转、单班制工作（每班8小时）、减速器使用寿命为10年(年工作日300天)，大批量生产。二传动方案简述2.1 传动方案说明2.1.1 选用闭式直齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.2将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380v。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率p=,根据任务书所给数据f=2.6kn，v=1.95。则有：p=5.07kw从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =式中，分别为联轴器，轴承，齿轮传动，卷筒的效率。据1表9.1知=0.99，=0.99，=0.97，=0.96，则有： = =0.817所以电动机所需的工作功率为： p=6.21kw3.3 确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱直齿轮减速器传动比i=840则系统的传动比范围应为：i=i=840工作机卷筒的转速为 n=110所以电动机转速的可选范围为 n=i=（840）110 =（8804400）符合这一范围的同步转速有1000和1500两种，但是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为1500的电动机。据1表14.1可选择y132m4电动机，其主要性能参数如下：电动机型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/miny132s-47.5150014402.22.24.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 i=2）分配到各级传动比 因为i=考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取=1.4，故 =4.3 =13.09/4.3=3.042.4 各轴转速，转矩与输入功率2.4.1 各轴理论转速轴： =1440轴： =334.9轴：=110 卷筒轴：2.4.2 各轴的输入功率轴： kw轴： kw轴：kw卷筒轴：kw2.4.3 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩为 轴： 轴：轴： = 卷筒轴：2.4.4各轴运动和动力参数汇总表轴号功率p/kw转矩t()转速n/(r/min)传动比i效率电动轴6.21144010.99第i轴6.1514404.30.95第ii轴5.85334.93.090.95第iii轴5.561101卷筒轴 5.39 110 0.97三传动设计3.1 高速级齿轮传动设计3.1.1数据输入转矩=nmm小齿轮转速=1440r/min 齿数比=由电动机驱动单向运转、两班制工作、工作寿命为10年、载荷较平稳。（每年工作300天）3.1.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用直齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 小齿轮材料：40 cr（调质） hbs=280 大齿轮材料为45钢（调质） hbs=240 二者材料硬度差为40hbs接触疲劳强度极限mpa（由图10-21d）弯曲疲劳强度极限 mpa （由图10-20c）大齿轮材料：45号钢调质hbs=240接触疲劳强度极限 mpa （由图10-21c）弯曲疲劳强度极限 mpa （由图10-20b）4 初选小齿轮齿数 大齿轮齿数z2 = z1= 204.8=96二 按齿面接触强度设计计算公式： mm （由式10-21）1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数 小齿轮传递的转矩齿宽系数 （由表10-7） 材料的弹性影响系数 mpa1/2 （由表10-6）计算应力循环次数 取接触疲劳寿命系数 （由图10-19）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，取安全系数 s=1 2. 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=47.3mm（2）计算圆周速度 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mm b/h=10.62（5）计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动得 动载系数 根据v=3.56m/s、 7级精度得 直齿轮， 由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，根据b/h=10.62，查图10-13得，故载荷系数= （6）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 （7） 计算模数m三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数k （2）弯曲疲劳系数kfn 得 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 得 （4）查取齿型系数yf 应力校正系数ys 得 （5）计算大小齿轮的 并加以比较 比较 所以大齿轮的数值大，故取0.016442 计算=1.5mm四 分析对比计算结果对比计算结果，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已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆d1t=50.6mm来计算应有的齿数。于是由 五 几何尺寸计算1 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2mm mm2 计算中心距4 计算齿轮宽度b =52mm 圆整后 52mm 57 mm3.2 低速级齿轮传动设计3.2.1原始数据输入转矩= nmm小齿轮转速=334.9r/min 齿数比=由电动机驱动单向运转、两班制工作、工作寿命为10年、载荷较平稳。（每年工作300天）3.2.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；3 小齿轮材料：40 cr调质 hbs=280接触疲劳强度极限mpa （由图10-21d）弯曲疲劳强度极限 mpa （由图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 hbs=240接触疲劳强度极限 mpa （由图10-21c）弯曲疲劳强度极限 mpa （由图10-20b）4 初选小齿轮齿数 大齿轮齿数z4= z3= 243.04=72.94 取83二 按齿面接触强度设计计算公式： mm （由式10-21）1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数 小齿轮传递的转矩 nmm齿宽系数 （由表10-7） 材料的弹性影响系数 mpa1/2 （由表10-6）计算应力循环次数计算接触疲劳寿命系数 （由图10-19）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，取安全系数 2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=79.6mm（2）计算圆周速度 1.395 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mm b/h=79.6/7.47=10.65（4）计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动得 动载系数 根据v=1.395m/s 7级精度 直齿轮， 由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，根据b/h=10.65，查图10-13得，故载荷系数= （6）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 （7） 计算模数m三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数k （2）弯曲疲劳系数kfn 得 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 得 （4）查取齿型系数yf 应力校正系数ys 得 （5）计算大小齿轮的 并加以比较 比较 所以大齿轮的数值大，故取0.016442 计算=2.44mm四 分析对比计算结果对比计算结果，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=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆d1t=85.2mm来计算应有的齿数。于是由 五 几何尺寸计算1 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2mm mm2 计算中心距3计算齿轮宽度b =87mm 圆整后 87mm 92 mm四. 轴及轮毂连接设计计算4.1 低速轴的结构设计4.1.1低速轴上的功率转矩4.1.2估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 取a 0 =105由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =40.45mm轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。选择滑块联轴器因此选用弹性柱销联轴器。由式（14-1）得： 由表（14-1） 得： 工作情况系数 1.3选用kl6联轴器即滑块联轴器，t=500nm d=50mm l=84mm 4.1.3轴的结构设计(直径,长度来历)4.2.1根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)ab段与联轴器配合 取da-b =42mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 取la-b =82mm。(2)为了满足半联轴器的轴向定位，ab段右侧设计定位轴肩，取db-ci=46mm。轴从轴承座孔端面伸出10-15mm,由结构定，取lb-c=50mm。(3)轴肩为非定位轴肩，初选6210型深沟球轴承，取dc-d=50mm。考虑轴承定位稳定，lc-d略小于轴承宽度加挡油环长度，取liii-iv=32mm。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸 取dd-e =54mm，ld-e=82mm。(5)fg段安装齿轮，由低速级大齿轮内径，取df-g=56mm。考虑齿轮轴向定位，lf-g略小于齿宽，齿轮左端用套筒定位。取lf-g =85mm(6)轴肩g至h间安装6210型深沟球轴承，取dg-h =50m 根据箱体结构，取lg-h=50mm (7)轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接取轴端倒角245，各轴肩处圆角半径r=2.0mm4.3.1走上零件的轴向定位齿轮、联轴器与轴都用平键连接。键连接。联轴器：选圆头平键 键a 12mm8mm70mm gb1095-1979 齿轮：选普通平键 键 16mm10mm80mm gb1095-1979 齿轮和轴配合h7/ r6 .滚动轴承与轴的过度配合，选轴直径尺寸公差为k6. 4.41取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距,取,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见距离s=8mm,.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=8mm,二、中速轴尺寸（结构图如下1）确定各轴段直径da-b=40mm db-c=45mm dc-d=55mm dd-e=45mm de-f=40mm（2）确定各轴段长度l1=54mm l2=90mm l3=10mm l4=50mm l5=50mm 三、高速轴尺寸（结构如下1）入轴上的功率求作用在车轮上的力3初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值，联轴器的计算转矩 查表14-1取k=1.5，则由电动机的最小直径d=38查表31.1 可用弹性柱销联轴器lh3 所以取轴走的最小直径d=30mm所以各轴段的尺寸可以确定，如下：da-b=30mm db-c=34mm dc-d=40mm dd-e=45mm de-f=50mm dfg=45l1=58mm l2=50mm l3=34mm l4=115.5mm l5=57mm l6=47.5mm五、轴以及键、轴承的强度校核（一） 高速轴强度校核轴的受力分析 1)画轴的受力简图）计算支承反力在水平面上在垂直面上 故 总支承反力） 画弯矩图 故 4）画转矩图6 精确校核走的疲劳强度 1）判断危险面 由该轴的结构判断，联轴器和轴配合处虽然有键槽、轴肩和过度配合所引起的集中应力都将削弱轴的疲劳强度，但对于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕的确定，又因该轴最大应力集中处为齿轮轴的c曲面左侧，但受弯矩和扭矩都不太大且直径也较大。 所以该轴段不必校核既满足要求。该轴安全。7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核键连接强度联轴器上键: 查表得.故强度足够.9校核轴承寿命 对轴承1、2 , 查表13-5得x=1,y=0按表13-6,取,故, 预期计算寿命 轴承都安全。 （二）中速轴强度校核4.2.1中速轴上齿轮作用在中速轴齿轮上的力 4.2.2 计算轴上的载荷（载荷如下图） l1=56 l2=75 l3=90(1) 在水平面上fh1=ft2*l3-ft1(l2+l3)/(l1+l2+l3)=423.6nfh2=ft2-ft1-fh1=2771.6n(2) 在竖直面上fv1=fr2*l3-fr1(l2+l3)/(l1+l2+l3)=155.7nfv2=fr2-fr1-fv1=689.6n弯矩图和扭矩图见下页(3) 总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面a是轴的危险截面。4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面a）的强度。由1p362 表（15-1），得：以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为：故此轴安全。4.3键联接强度校核4.3.1中速轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据轴的直径d =45mm及轮毂宽l=50mm ，选用a型，bh=149，l=40mm 2 键的强度校核由于两个键安装在同一根轴上且承受的扭矩相同，故只校核键长较短的即可(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=40 k=3.5 (2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110mpat = n.mmp = p键安全合格4.4校核轴承寿命轴承选用6208（根据表12.11）fr1=450.7nfr2=2856.1 对轴承1、2 , 查表13-5得x=1,y=0按表13-6,取,故, 预期计算寿命 轴承都安全（三）低速轴强度校核1.1受力分析图如下 1.2 计算轴承处支撑力 fh1=ft*l2/(l1+l2)=570n fh2=ft-fh1=680n fv1=fr*l2/(l1+l2)=290n fv2=fr-fv1=160n1.3 作受力弯矩扭矩图 m= =107000 nmmt=483000 nmm1.4 对轴进行强度校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。由1p362 表（15-1），得：以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为： 故此轴安全。2.1键联接强度校核根据轴的直径d =56mm及轮毂宽l=87mm ，选用a型，bh=1610，l=80mm 2 键的强度校核由于两个键安装在同一根轴上且承受的扭矩相同，故只校核键长较短的即可(2) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=80 k=4 (2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110mpat3 = n.mmp = p键安全合格3.1校核轴承寿命轴承选用6210（根据表12.11）fr1=639.5nfr2=698.6 对轴承1、2 , 查表13-5得x=1,y=0按表13-6,取,故, 预期计算寿命 轴承都安全六. 减速器的润滑与密封6.1 齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。6.2 润滑油牌号及油量计算6.2.1 润滑油牌号选择由机械设计课程设计指导书表（10-6），得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为15mm2/s选用全损耗系统用油（gb 443-1989）.l-an156.2.2 油量计算（1）油量计算以每传递1kw功率所需油量为350-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1kw功率所需油量为700-1400（2）实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约1个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于30-50mm的要求得：（设计值为65）最低油深：最高油深：箱体内壁总长：l=550mm 箱体内壁总宽：b=200mm可见箱体有足够的储油量.6.3 轴承的润滑与密封由各轴承的dn值可知所用轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（gb491-87）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。6.4 减速器的密封减速器外伸轴采用毛毡圈密封的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。七.减速器箱体及其附件7.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用ht200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。7.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度12机盖凸缘厚度112机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径f20地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径116机盖与机座连接螺栓直径212连接螺栓d2的间距150轴承端盖螺钉直径310窥视孔盖螺钉直径48定位销直径16df,d1,d2至外机壁距离126d1,d2至凸缘边缘距离220轴承旁凸台半径120凸台高度82外机壁至轴承座端面距离152内机壁至轴承座端面距离260大齿轮顶圆与内机壁距离111齿轮端面与内机壁距离28机盖，机座肋厚1,8轴承端盖凸缘厚度127.3 主要附件作用及形式1 通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。2 窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。窥视孔应设