机械设计课程设计-带式运输机传动装置的设计.doc

西南大学工程技术学院课程设计（论文）目录带式运输机传动装置的设计31.前 言32.传动装置的总体设计32.1比较和选择传动方案32.2选择电动机32.2.1选择电动机类型32.2.2确定电动机功率32.2.3确定电动机转速42.3 计算总传动比和分配各级传动比42.4 计算传动装置运动和动力参数43 传动零件的设计计算53.1 第一级齿轮传动设计计算53.2 第二级齿轮传动设计计算3.2 第二级齿轮传动设计计算93.3 传动零件尺寸小结124 箱体尺寸计算135装配草图设计145.1 初估轴径145.2 初选联轴器145.3 初选轴承156润滑及密封166.1轴承润滑方式166.2齿轮润滑方式166.3密封方式167 轴的校核计算167.1 高速轴受力分析167.2 中速轴校核计算177.3 低速轴校核计算198 轴承验算218.1 高速轴轴承校核218.2 中速轴轴承校核238.3 低速轴轴承校核259 键联接的选择和计算269.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算269.2 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算279.3 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算279.4 低速轴与齿轮键联接的选择和计算289.5 低速轴与联轴器键联接的选择和计算2810 齿轮和滚动轴承设计2910.1齿轮设计2910.2 滚动轴承的组合设计2911 结论29 带式运输机传动装置的设计胡涛西南大学工程技术学院，重庆 4007161.前 言带式运输机传动装置的设计的目的主要是培养机械设计能力的基础，同时增加我们对各种标准件的运用和各种器件的选取及合理运用。教会我们从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，正确计算零件的工作能力等。2.传动装置的总体设计2.1比较和选择传动方案传动装置可选方案有以下几种：a. 带单级圆柱齿轮减速器b. 锥齿轮减速器开式齿轮c. 二级展开式圆柱齿轮减速器d. 二级同轴式圆柱齿轮减速器e. 二级圆柱圆锥齿轮减速器f. 单级蜗杆减速器以上方案各有优缺点，应针对不同情况灵活选用。在本设计方案中，综合所有条件和要求，选择c方案：二级展开式圆柱齿轮减速器。2.2选择电动机2.2.1选择电动机类型常选用Y系列的三相异步交流电动机。2.2.2确定电动机功率已知工作机效率 =1传动装置各部分的效率，查表1-78级精度齿轮传动效率 =0.97弹性联轴器传动效率 =0.995齿式联轴器传动效率 =0.99球轴承传动效率 =0.99则传动装置的总效率：=0.9950.990.970.990.970.990.99=0.89工作机所需输入功率所需电动机功率2.2.3确定电动机转速查表13-2，得圆柱齿轮传动比常值为35，故电动机转速的可选范围：对Y系列电动机通常多选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机，故选用同步转速为1000r/min。查表12-1，选用Y132M1-6,额定功率4kW,满载转速为960r/min。D=38mm,E=80mm。2.3 计算总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比要求为。又取解得：2.4 计算传动装置运动和动力参数（1）. 各轴转速 （2）.各轴功率 =2.84 =2.840.9950.990.97=2.714kW =kW(3).各轴转矩 3 传动零件的设计计算3.1 第一级齿轮传动设计计算选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 由于斜齿轮啮合性能好，传动平稳，噪声小，重合度大，承载能力强，故第一级选用斜齿轮传动运输机为一般工作机器，速度不高，由表10-4查得可选用8级精度由表10-1可选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS选小齿轮齿数为20，则大齿轮齿数，圆整取=88初选螺旋角计算及说明结果齿面接触强度计算 按教材公式10-21试算，即： 试取=1.6 由图10-36选取区域系数=2.42 由图10-26查得=0.77，插值法算得=0.85，故=0.77+0.85=1.62由表10-7取齿宽系数=1由表10-6查得材料的弹性影响系数= =1.6=2.42=1.62=1=计算及说明结果 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 由式10-13计算应力循环次数 同理可得：故由图10-19查得接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数S=1,则=548.25MPa由计算公式得：所以，圆周速度V=计算齿宽及模数 齿高 h=2.25=3.94mm所以，b/h=36.3/3.94=9.2计算纵向重合度计算载荷系数 使用系数=1由V=1.82m/s,8级精度，查图10-8得动载荷系数=1.13=36.3mmV=1.82m/sb=36.3mmh=3.94mm=1.13计算及说明结果 选用软齿面齿轮，由表10-4用插值法查得 由图10-3查得 按实际载荷系数校正算得的分度圆直径 模数 =按齿根弯曲强度计算由图10-13查得,故，动载系数K 由图10-28查得计算当量齿数 查取齿形系数 由表10-5查得 由插值法算得 计算弯曲疲劳需用应力 由图10-20C查得 由图10-18查得 安全系数取S=1.4 则： K=1.96=38.84mm=1.88mmK=1.797.6=2.72计算及说明结果计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮数值较大设计计算由式10-17有：=1.28mm由于齿面接触疲劳强度计算的齿面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.5，已满足弯曲强度，但同时为了满足接触疲劳强度，需接触疲劳强度算的分度圆直径=38.84mm来计算应有齿数故，圆整取=28 ， 圆整取=124几何尺寸计算中心距圆整取a=118mm修正螺旋角故分度圆直径分别为：齿轮宽度分别为： mm28124a=118mm计算及说明结果圆整后取 3.2 第二级齿轮传动设计计算该级采用直齿圆柱齿轮传动，同样选择8级精度，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS.二者硬度差为40HBS选小齿轮齿数为20，则大齿轮 ，圆整取 63计算及说明结果 齿面接触强度计算 试选 ，齿宽系数 由表10-6查得 由图10-21d查得小齿轮的疲劳极限 大齿轮为 由教材式10-13计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，失效概率为1%由10-12得：计算及说明结果计算小齿轮分度圆直径，代入较小值 =68.92mm 所以，圆周速度为 V= 齿宽 计算宽高比b/h 模数mm 齿高 所以， 计算载荷系数 根据V=0.8m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数 又由直齿轮 由表10-2查的,由表10-4查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 查图10-13的 故载荷系数 按实际载荷校正所算得的分度圆直径，由式10-10a可知模数mmb=68.92mmmmmm计算及说明结果齿根弯曲疲劳强度计算 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-21得： 计算载荷系数 查取齿形系数 由表10-5查得 计算大，小齿轮并比较 大齿轮的值较大 设计计算 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，故m=3,即可满足弯曲强度，mm计算及说明结果 但同时为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=72.6mm来计算应有的齿数 所以 ，圆整取 ，圆整为79 几何尺寸计算 中心距 齿宽 3.3 传动零件尺寸小结中心距法面模数齿数齿宽分度圆直径第一级小齿轮1181.5284543.5大齿轮12440192.5第二级小齿轮1563257575大齿轮79702374 箱体尺寸计算名称符号尺寸名称符号尺寸箱座壁厚10定位销直径d8箱盖壁厚10、至外箱壁距离26/22/16箱盖凸缘厚度15、至凸缘边缘距离24/20/14箱座凸缘厚度b15轴承旁凸台半径20箱座底凸缘厚度25凸台高度h40地角螺钉直径20外箱壁至轴承座端面距离47地角螺钉数目n4铸造过度尺寸x,yx=5y=25轴承旁连接螺栓直径16大齿轮顶圆与内壁距离12盖与座连接螺栓直径10齿轮端面与内箱壁距离12连接螺栓的距离l80肋厚m 9轴承端盖连接螺钉直径6轴承端盖外径125视孔盖螺钉直径6轴承旁连接螺栓距离s1605装配草图设计5.1 初估轴径高速轴径初估 选取轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-3（课本），取=105(取，于是得：由于此处要安放平键，故该最小轴径应再放大7%，所以，又由手册表12-4查得机座号为132M的机座带底脚，端盖无凸缘的电动机轴伸直径D=38mm而此时高速轴的最小轴径是安装联轴器处的直径 取 中间轴径初估 选取轴的材料为4OCr，调质处理。由表15-3，取（中间轴即有弯曲作用，也有转矩作用） 故：此时，最小直径是安装轴承处的直径。低速轴轴径初估选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，又由于此时最小直径是安装联轴器处轴的直径，轴上要开一个键槽，故应再放大5% 5.2 初选联轴器高速轴联轴器 联轴器计算转矩,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取 则 又考虑到工作条件，高速轴采用弹性联轴器较好，本方案采用没梅花形弹性联轴器查手册表8-8可知，选用LM4型梅花形弹性联轴器合适，其公称转矩为一端孔径选38mm，另一端选25mm.,半联轴器长度分别为60mm和44mm。标记为低速轴联轴器 由于齿式联轴器能补偿综合位移，且低速轴受到的载荷较大，故采用齿式联轴器，由课本表14-1，查得，则查手册表8-3，选用GICL2型齿式联轴器，其公称转矩为1400一端孔径取为35mm,另一端取为38mm。半联轴器长度为82mm,标记为5.3 初选轴承高速轴轴承 因为第一级齿轮传动用的是斜齿轮，故高速轴同时承受径向力合轴向力作用，采用角接触球轴承，由于，考虑到轴向定位和使轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册6-6初选0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7007AC，基本尺寸为中间轴轴承 由于中间轴也同时受到轴向力合径向力，故选用角接触球轴承，由于，同样，考虑到轴向定位和使轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册6-6初选0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7306AC型，基本尺寸为低速轴轴承 因为第二级齿轮传动用的是直齿轮，故低速轴只受径向载荷，从成本上考虑，因深沟球轴承价格便宜，故采用深沟球轴承，由，同理，应将其内径放大两次，查手册表6-1，初选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6209型，基本尺寸为6润滑及密封6.1轴承润滑方式 各轴轴承值分别为：高速轴 中间轴 低速轴 由课本表13-10知，深沟球轴承和角接触球轴承油润滑和脂润滑的界限均为，而上面算得的值均小于，故各轴轴承均选用脂润滑6.2齿轮润滑方式 本方案采用闭式齿轮传动，由于两级齿轮圆周速度均为V12m/s,故大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑，由于第二级从动大齿轮齿高为： 故该齿轮浸入油中的深度取为10mm,齿顶到油池底面距离取为30mm6.3密封方式本方案中由于轴承采用的是脂润滑，故采用毡圈密封，需在高速轴和低速轴根据轴径各选一组毡圈7 轴的校核计算7.1 高速轴受力分析 T 高速轴 7.2 中速轴校核计算求轴上载荷假设高速轴上小齿轮为左旋斜齿轮，则顺时针旋转，由课本10-14有： 由作用力与反作用力可知第一级从动齿轮受到大小相等方向相反的力作用中间轴在第一级从动齿轮的带动下，应做逆时针转动，同理，对于第二级主动齿轮有： 由于第二级为直齿轮，故不受轴向力作用 中间轴 以左端支承初为原点，求矩有： 水平： N(垂直纸面向外) (同) 竖直： （方向竖直向上）又N（方向竖直向下）故，中间轴弯曲图为： 从轴的结构图和弯矩图可以算出C截面是危险截面，现将计算出的C截面处的、和值列于下表：载荷水平面H竖直面V支反力,弯矩，,总弯矩扭矩T=118.3N.m根据教材式15-5及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力又表15-4可得：圆形截面抗弯截面系数为所以，由表15-1查得40Cr钢的许用弯曲应力所以，安全7.3 低速轴校核计算求轴上载荷由作用力与反作用力可得，低速轴大齿轮所受载荷为： (方向垂直纸面向外)（方向竖直向下） 低速轴 对左支承求矩，则水平： 即：,竖直： 即：,所以，低速轴弯矩、扭矩图为： 根据轴的结构图以及弯矩、扭矩图可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C处的、及的值列于下表：载荷水平面H竖直面V支反力，,弯矩总弯矩扭矩T=355.5根据教材式15-5及上表中数据，以及轴单向旋转，循环切应力应为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力又由表15-4查得圆形截面抗弯截面系数为解得：由表15-1查得45钢的许用弯曲应力所以，安全8 轴承验算8.1 高速轴轴承校核 查手册表6-6可知角接触球轴轴承7007AC的基本额定动载荷C=18.5KN，基本额定静载荷求两轴承受到的径向载荷和 力与力矩平衡方程：水平：得,竖直：得又 所以，左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷求两端轴承的计算轴向力和对于7007AC型轴承，由教材表13-7查得派生轴向力 所以， 因为，由教材式13-1又 由教材表13-5有：x=0.41 y=0.87 而对于右端轴承所以，x=1 y=0又由表13-6，取，则当量动载荷为：因为， 所以，按轴承1来计算寿命而解得：小时11680=2年故，所选轴承满足寿命要求8.2 中速轴轴承校核求两轴承受到的径向载荷和由7.1算得得结果可知，所以， 求两端轴承的计算轴向力和受力简图如下所示： 对于7306AC型轴承，由教材表13-7知，轴承派生轴向力为 因为， 由教材式13-12有： 因为， 所以，取 x=1 y=0而所以，取 x=0.41 y=0.87又由表13-6，取，则当量动载荷为：因为， 所以，按轴承2来计算寿命 而，查手册表6-6知7306AC型轴承基本额定动载荷C=25200N小时11680=2年故，所选轴承满足寿命要求8.3 低速轴轴承校核求两轴承受到的径向载荷和 由7.2计算结果知，两轴承受力分别为，所以， 由于低速轴不受轴向载荷，且由教材表13-5知：深沟球轴承最小e值为0.22，即 所以，取 x=1 y=0又由表13-6，取，则当量动载荷为： 因为， 所以，按轴承1来计算寿命受力简图如下所示 计算轴承寿命 又，由手册表6-1查得6209型轴承的基本额定动载荷为C=31500N小时 2年故，所选轴承满足寿命要求9 键联接的选择和计算9.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算 这时，键将轴端与联轴器连接起来，故选用圆头平键因为，此时轴径d=25mm 所以，查教材表6-1知，应选键的截面尺寸为此段轴长为40mm,故取键长L=32mm由教材式6-1有： 而 T=28.1，k=0.5h=3.5mml=L-b=32-8=24mm d=25mm解得又由教材表6-2查得许用挤压应力 故，该键强度满足要求9.2 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算 此处选用圆头平键，因轴径d=35.5mm,故由教材表6-1选键截面尺寸为 ，又由于轴长为73mm,故键长取L=63mm 而 k=0.5h=4mml=L-b=63-10=53mmd=32mm解得：而查表知其许用挤压应力为故，该键强度满足要求9.3 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，因轴径d=35.5mm,故查得键截面尺寸为又由于轴长为38mm,故键长取L32mm而 k=0.5h=4mml=L-b=32-10=22mm d=32mm解得：而查表知其许用挤压应力为故，该键强度满足要求9.4 低速轴与齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，因轴径d=50mm.故查得键截面尺寸为，又轴长为68mm，故取键长L=63mm ，k=0.5h=5mml=L-b=63-16=47mmd=50mm解得：而查表知其许用挤压应力为故，该键强度满足要求9.5 低速轴与联轴器键联接的选择和计算此处选用圆头平键，由轴径d=35mm,查得键截面尺寸为，又因轴长为80mm,故取键长L=70mm 而，k=0.5h=4mml=L-b=70-10=60mmd=35mm解得：而查表知其许用挤压应力为故，该键强度满足要求10 齿轮和滚动轴承设计10.1齿轮设计由于高速轴上小齿轮齿根圆直径小于轴径，故应与轴一起做成齿轮轴中间轴第一级从动大齿轮分度圆d=192.5mm 故，齿根圆直径所以，齿根圆到键槽底部距离 而 因为，e所以，该齿轮应与轴分开制造，然后再装配 又其齿顶圆直径 即有：所以，该齿轮应做成腹板式结构同理可算得中间轴上第二级主动小齿轮也应与轴分开制造，然后装配，且应做成实心式结构，低速轴上第二级从动大齿轮也应与轴分开制造，然后装配，