机械设计课程设计-带式输送机传动装置设计1.doc

机械设计课程设计 设计题目： 带式输送机传动装置设计 设 计 者： 学 号： 专业班级： 机械1307 班 指导教师： 完成日期： 2015年 12 月 28 日 北京交通大学海滨学院机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置设计设 计 者： 学 号： 专业班级： 机械1307班 指导教师： 完成日期： 2015年 12 月 28 日 北京交通大学海滨学院目 录一 课程设计的任务3二 电动机的选择4三 传动装置的总传动比和分配各级传动比5四 传动装置的运动和动力参数的计算6五 传动零件的设计计算7六 轴的设计、校核17七 滚动轴承的选择和计算21八 键连接的选择和计算22九 联轴器的选择23十 润滑和密封的选择23十一 设计总结23十二 参考资料24一、 课程设计的任务1设计目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(cad)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2设计题目：带式输送机传动装置设计。带式输送机已知条件：方案编号输送带工作拉力f(n)输送带工作速度v(m/s)鼓轮直径d(mm)022002.03203.设计任务1选择（由教师指定）一种方案，进行传动系统设计；2确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算；3进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数；4对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图（草图和正式图各1张)；5校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；6绘制中间轴及中间轴大齿轮零件工作图（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；7编写课程设计说明书。4传动装置部分简图二、电动机的选择1电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。2 确定电动机输出功率pd电动机所需的输出功率pd=pw/ 其中：pw-工作机的输入功率-由电动机至工作机的传动总效率工作机的输入功率：总效率 =3轴承2齿轮2联轴器带 查表可得：带 =0.97， 轴承=0.99，齿轮=0.98， 联轴器=0.99，则 = 0.9930.9820.9920.97=0.886 电动机所需的功率：pd = pw/=4.4/ 0.886= 4.97 kw3确定电动机转速工作机转速nw v= 确定电动机转速可选范围:双级圆柱圆锥齿轮传动比范围为i减=815，则电动机转速可选范围为:nd=nw i总=(815) nw = ( 815)120 =9601800 r/min其中： i总= i减=815i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有1000、1500 、3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减14时，来确定电机同步转速）。4.确定电动机型号根据所需效率、转速，由机械设计手册 或指导书p173选定电动机： y132s-4 型号（y系列）数据如下: 额定功率p：5.5 kw (额定功率应大于计算功率)满载转速：nm =1440 r/min （nm电动机满载转速）同步转速：1500r/min电动机轴径: 38 mm电动机轴长: 80 mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1传动装置的总传动比i总= i减= nm/ nw =1440/120= 12nw工作机分配轴转速2分配各级传动比减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。i减=i高*i低i高高速级传动比i低低速级传动比建议取： i高=0.25i减 则： i减=i减 0.25i减 i高=3四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）：n=nm =1440 r/min轴（中间轴）：n= n/ i高= 1440/3=480 r/min轴（低速级大齿轮轴）：n=n/i低=480/4= 120 r/min轴（与轴通过联轴器相连的轴）: nw= n= 120 r/min2计算各轴的输入功率和输出功率轴： p入=pd联轴器带=5.50.99 =5.445 kwp出= p入轴承=5.4450.99 =5.391 kw轴： p入= p出齿轮 =5.3910.98 =5.283 kwp出= p入轴承 =5.2930.99 =5.230 kw轴： p入= p出齿轮 =5.2300.98 =5.126 kwp出= p入轴承 =5.1260.99 =5.074 kw轴: p入= p出联轴器 =5.0740.99 =5.024 kwpw=p出=5.0240.97 =4.873 kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩 公式: t=9.55106p/n (nmm)轴： t入=9.55106p入/ n=9.555.445/1440=3.61104(nmm) t出=9.55106p出/ n=9.555.391/1440=3.58104(nmm)轴： t入=9.55106p入/ n=9.555.283/480=10.51104(nmm) t出=9.55106p出/ n=9.555.230/480=10.41104(nmm)轴： t入=9.55106p入/ n=9.555.126/120=40.79104(nmm) t出=9.55106p出/ n=9.555.074/120=40.38104(nmm)轴： t入=9.55106p入/ n=9.555.024/120=39.98104(nmm) tw=t出=9.55106p出/ n=9.554.873/120=38.78104(nmm)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率p（kw）转矩t （nmm）转速n（r/min）传动比i输入输出输入输出电机轴5.5？14401轴5.4455.3913.611043.5810414403轴5.2835.23010.5110410.411044804轴5.1265.07440.7910440.381041201轴5.0244.87339.9810438.78104120五、传动零件的设计计算1设计高速级齿轮1）选精度等级、材料及齿数(1) 确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮（或斜齿，如果选择斜齿，计算步骤参考书上例题10-2）。(2) 材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200hbs，二者材料硬度差为40hbs。(3) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。(4) 选小齿轮齿数（一般初选20-25）z124，大齿轮齿数z2i高z1243=72，圆整取z2=73。 2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式1029进行试算，即确定公式各计算数值(公式中u= i高)(1) 试选载荷系数 (2) 小齿轮传递的转矩t1 t1=t出=9.555.391/1440=3.58(nmm) (3) 由表107选取齿宽系数(4) 由表105查得材料的弹性影响系数：ze=189.8由图1020查得 区域系数 =2.5(5) 由图1025d查得小齿轮的接触疲劳强度极限由图1021c查得大齿轮的接触疲劳强度极(6) 由式10-15计算应力循环次数(7) 由图1023曲线1查得接触疲劳强度寿命系数 (8) 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为s=1，由式1014得(9) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值(10) 计算圆周速度v计算圆周速度v (11) 计算齿宽b(12) 计算齿宽与齿高之比 b/h模数齿高 (13) 计算载荷系数k根据v= 3.94 m/s，8级精度，由图108查得动载荷系数kv=1.2 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 =1 由表102查得使用系数ka=1由表104查得故载荷系数 (14) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(15) 计算模数2）按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为确定公式内的计算数值(1) 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2) 由图1018查得弯曲疲劳寿命系数(3) 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为s=1.7，由式1014得 (4) 计算载荷系数(5) 查取齿形系数由图1017查得，(6) 取应力校正系数 由图1018查得(7) 计算大小齿轮的，并比较(8) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯曲强度算得的模数m=1.39，并就近圆整为标准值m2mm。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.63mm来计算应有的齿数。于是有z1=d1/m=43.75，取z1=44 大齿轮齿数取1333）几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径(2) 计算齿根圆直径(3) 计算分锥角(4) 计算齿宽取4）验算合适2设计低速级齿轮1）选精度等级、材料及齿数(1) 确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮。(2) 材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200hbs，二者材料硬度差为40hbs。(3) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。(4) 选小齿轮齿数（一般初选23-30）z324，大齿轮齿数z4i低z3424=96，圆整取z4=97。 2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式109a进行试算，即确定公式各计算数值(公式中u= i低)(1) 试选载荷系数(2) 小齿轮传递的转矩t3 t3=t出=10.41104(nmm) （注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”）(3) 由表107选取齿宽系数1(4) 由表106查得材料的弹性影响系数：ze=189.8(5) 由图1021d查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极(6) 由式10-13计算应力循环次数(7) 由图1019曲线1查得接触疲劳强度寿命系数 (8) 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为s=1，由式1012得(9) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值(10) 计算圆周速度v (11) 计算齿宽b(12) 计算齿宽与齿高之比 b/h模数齿高 (13) 计算载荷系数k 根据v= 0.479 m/s，7级精度，由图108查得动载荷系数kv=1 假设，由表103查得由表102查得使用系数ka=1由表104查得由图1013查得故载荷系数 (14) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(15) 计算模数2）按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为确定公式内的计算数值(1) 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2) 由图1018查得弯曲疲劳寿命系数(3) 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为s=1.4，由式1012得 (4) 计算载荷系数(5) 查取齿形系数由表105查得，(6) 取应力校正系数 由表105查得(7) 计算大小齿轮的，并比较(8) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯曲强度算得的模数m=1.54，并就近圆整为标准值m2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=78.5mm来计算应有的齿数。于是有z3=d3/m=39.3，取z3=39大齿轮齿数取1573）几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径(2) 计算齿根圆直径(3) 计算中心距(4) 计算齿宽取4）验算合适中间轴（轴）及其轴承、键的设计1.中间轴上的功率转矩2.求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 3.初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取，于是由式152初步估算轴的最小直径中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%15%，取增大12%得，圆整的。这是安装轴承处轴的最小直径4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初选型号6207的深沟球轴承参数如下，基本额定动载荷基本额定静载荷，故。轴段1和5的长度相同,故取。(2)轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径, 轴肩高度,取 ，。(3)轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，(4)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见图93。图93 中间轴的结构布置简图5.轴的受力分析、弯距的计算1)计算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)计算转矩并作转矩图6.作受力、弯矩和扭矩图图94轴受力、弯矩和扭矩图7.选用校核键1)低速级小齿轮的键由表61选用圆头平键（a型），小齿轮轴端直径d=40mm,，小齿轮齿