机械设计课程设计-带式传输机的传动装置设计.doc

目录1.机械设计课程设计任务书3一、电动机的选择4二.计算总传动比及分配各级的传动比5三.运动参数及动力参数计算5四.减速器外传动零件带传动设计7五.传动件的设计计算9六.轴的设计与计算22七.键连接的选择与校核计算26八.滚动轴承的选择与寿命计算28九.铸件减速器机体结构尺寸设计及附件的选择29十、减速器附件的选择29十一.参考目录291.机械设计课程设计任务书一.设计题目：带式传输机的传动装置题目数据：数据编号1运输机工作拉力F(N)6000运输带速度v（m/s）0.45卷筒直径D（mm）300类型直齿二:运输机工作条件两班制，常温连续运转；空载起动，工作载荷平稳，制造条件及生产批量，一般机械厂制造，小批量生产。工作年限为10年。设计任务1 进行二级直齿圆柱齿轮减速器传动方案的设计（已拟定完成）2 电动机功率及传动比分配3 主要传动零件的参数设计标准件的选用4 减速器结构，箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计5 装配图的设计要点及步骤等6 设计和绘制零件工作图7 整理和编写设计说明书三,设计成果要求1.减速器装配图1张2.零件工作图2张（输出轴，大齿轮）3.设计说明书1份一、电动机的选择1、电动机类型的选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三项异步电动机。由已知条件计算驱动卷筒的转速nw，即nw=601000vD=6010000.45300=28.65r/min2、电动机功率选择：（1）计算电动机至工作机间的总效率查表得：1=0.96 2=0.98 3=0.98 4=0.96 其中 1，2，3，4，5分别为带传动、轴承、圆柱齿轮、卷筒的传动效率=1*24*32*4=0.960.9840.9820.96=0.808（2）电动机输出功率PdC=Fv1000=60000.451000=2.7kW（3）电动机输出功率PP=Pd=2.70.808=3.34kW3.电动机额定功率Pd 选取电动机额定功率Pd=7.5kW4.确定电动机的转速nd查二级圆柱齿轮减速器的传动比i=860,取V带传动比Iv=24，则总传动比范围为I总=16240故电动机转速的可选范围nd=i2*n=（16240）*28.65(r/min)=(458.46876)r/min，符合这一范围的同步转速有750,1000,1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型：综合考虑电动机和传动装置尺寸，重量，价格和带传动，减速器的传动比，选择n=1000r/min的电动机。电动机参数如下：电动机型号额定功率（kW）同步转速满载转速Y160M-67.51000970二.计算总传动比及分配各级的传动比2.1、总传动比：i总=n电动n=970/28.65=33.87 其中n电动=970r/min2.2、分配各级传动比 （1）带传动比取i带=3 （2）则：减速器总传动比为i减=i总i带=11.29取高速级传动比i1=1.4i减=3.97，则低速级传动比i2=2.84三.运动参数及动力参数计算3.1、电机轴输入功率，转速，转矩Pm=7.5KWnm=970r/minTd=9550Pmnm=95507.5970=73.84Nm3.2、轴（高速轴）输入功率，转速，转矩P=Pm1=Pm带=7.50.96=7.2KWn1=nmi带=970/3=323.33r/minT=95507.2323.33=212.66Nm3.3、轴（中间轴）输入功率、转速，转矩P=P32=7.20.980.98=6.91KWn2=n1i1=323.333.97=81.44r/minT=9550Pn2=95506.91/81.44=810.3Nm3.4、轴（低速轴）输入功率，转速，转矩P=P32=6.910.980.98kW=6.64KWn3=n2i2=81.44/2.84r/min=28.68r/minT=9550Pn3=95506.64/28.68 Nm =2211Nm3.5、轴（滚筒轴）输入功率，转速，转矩P=P42=6.640.980.99=6.44KWn4=n3=28.68r/min T=95506.44/28.68=2211Nm 各项指标误差均介于0.5%0.5%之间将计算结果汇总，如下：项目电动机高速轴中间轴低速轴滚筒轴转速（r/min）970323.3381.4428.6828.68功率（kW）7.57.26.916.646.44转矩（Nm）73.84212.66810.322112211四.减速器外传动零件带传动设计4.1 确定计算功率计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的Pca=KAP根据表8-8可查得KA=1.3，所以Pca=KAP=1.37.5kW=9.75kW4.2 选择V带的带型根据计算功率Pca和小带轮转速nm=970r/min，根据图8-11选用B型4.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速v根据V带的带型，参考表8-7和表8-9确定小带轮的基准直径dd1，应使dd1ddmin，所以取小带轮的基准直径dd1=140mm。4.4 验算带速v根据式（8-13）计算带的速度。带速不宜过低或者过高，一般应使v=525m/sv=dd1n601000=140970601000=7.11m/s因为5m/sv100N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.0由表10-4用插值法查得KH=1.417，结合b/h=10.68查图10-13，得KF=1.35则载荷系数为KF=KAKVKFKF=11.021.01.35=1.377由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=2.69mm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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数2.69并就近圆整为标准值m=3，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=52.48mm，算出小齿轮的齿数z1=d1m=17.49。取z1=20，则大齿轮齿数z2=i1z1=3.9718=71.46，取z2=71，z2和z1互为质数。几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m=203mm=60mmd2=z2m=713mm=213mm2）计算中心距a=（d1+d2）/2=(60+213)/2mm=136.5mm3）计算齿轮宽度b=dd1=160mm=60mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即b1=b+510mm=（6570）mm取b1=68mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=60mm。圆整中心距后的强度校核1）计算变位系数和.计算啮合角、齿数角、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。=22.069z=143 x=1.050 y=1 y=0.050由图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降分配变位系数x1，x2。由图10-21b可知，坐标点（z2，x2）=（71.5,0.525）位于L12线和L15线之间，按这两条线作射线，再从横坐标的z1，z2处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.502，x2=0.503。2）齿面接触疲劳强度校核公式H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=21.762.126610516033.97+13.972.5189.80.873=511.73MPaH齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。3）齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=21.3772.21661052.681.580.68812.363282=165.6MPaF1F1=2KFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=21.3772.21661052.231.760.68812.363282=153.46MPa100N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.0由表10-4用插值法查得KH=1.43，结合b/h=11.11查图10-13，得KF=1.35则载荷系数为KF=KAKVKFKF=11.011.01.35=1.375由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=4.01mm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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数4.01并就近圆整为标准值m=4，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=98.23mm，算出小齿轮的齿数z1=d1m=24.56。取z1=25，则大齿轮齿数z2=i2z1=2.8425=71，取z2=71，z2和z1互为质数。几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m=254mm=100mmd2=z2m=714mm=284mm2）计算中心距a=（d1+d2）/2=(100+284)/2mm=192mm3）计算齿轮宽度b=dd1=175mm=75mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即b1=b+510mm=（8085）mm取b1=83mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=75mm。圆整中心距后的强度校核1）计算变位系数和.计算啮合角、齿数角、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。=22.069z=143 x=1.050 y=1 y=0.050由图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降分配变位系数x1，x2。由图10-21b可知，坐标点（z2，x2）=（71.5,0.525）位于L12线和L15线之间，按这两条线作射线，再从横坐标的z1，z2处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.502，x2=0.503。2）齿面接触疲劳强度校核公式H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=21.762.126610518434.8+14.82.5189.80.873=511.73MPaH=528MPa齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。3）齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=21.3778.101052.681.580.688143252=162.5MPaF1F1=2KFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=21.3778.101052.231.760.688143252=150.59MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮主要设计结论如下：齿数齿宽材料中心距模数精度等级小齿轮258345号钢144mm47级大齿轮717545号钢六.轴的设计与计算1.高速轴设计1）轴的材料取45号钢2）初算轴的直径按公式（15-2）初步估算轴的最小直径，根据表15-3，取A0=112，所以，dmin=A03Pn1=11237.2323。33=31.51mm高速轴的最小直径显然是与带轮相连的，考虑到该段要与大带轮相联且有键连接，d2=d1+0.070.12d1=36.22536.75，所以取d1=40mm，所以大带轮与轴配合的毂孔长度L=（1.52）d2=6080mm，所以取L1=70mm由于装带轮段与轴承段之间需要装挡油环，以及轴承端盖，所以取d2=43mm，长度L2=63mm。段为轴承段，选取圆柱滚子球轴承，根据公式（13-6a），C=Pft60nLh106=90973，所以查看机械设计课程设计手册第三版选用6009深沟球轴承，其尺寸为dDB=45mm75mm16mm，所以d3=45mm，L2=16mm。考虑到轴承处要装密封圈等，所以L3=24mm。左端轴承采用轴肩进行定位，轴肩的高度h=（23）R=5mm，长度L4=90mm，d4=50mm以及L5=10mm，d5=58mm。取安装齿轮处的轴端的直径d6=60mm，已知大齿轮轮毂的宽度b2=68mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L6=65mm，因角接触球轴承成对使用以及使用挡油环，所以d7=45mm，L7=28mm1.作出轴的计算简图2.作出弯矩，扭矩图Ft1=2Td1=2.0kNFr1=Ft1tan20=0.73kNFa1=Ft1cos20=2.13kN1）计算垂直面，水平面的支座反力水平面 Fr1=Ft1tan20=0.73kN 以整个轴为研究对象，由平衡方程得Fy=0 MA=0 可求得:FAH=Fbl=0.47kN FBH=Fal=0.26kN垂直面 Ft1=2Td2=2.0kN 以整个轴为研究对象，由平衡方程得Fx=0 MB=0 可求得FAV=1.30KnFBV=0.70kN2）画出弯矩图，如下图：3）校核轴的强度通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环变应力，为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为ca=2+4（）2，当扭转切应力为脉动循环变应力时，取0.6应力ca-1，-1为许用弯曲应力，查表15-1可得-1=60MPa对于直径为d的圆轴，弯曲应力=MW，扭转切应力=T2W，代入上述公式，可得：ca-1=60MPa，所以，强度是足够的。2.中间轴设计1）轴的材料取45号钢2）初步确定轴的最小直径dmin=A03Pn2=11236.9181.44=49.22mm因为中间轴的最小直径与滚动轴承配合，所以先确定滚动轴承型号，根据轴的最小直径，查机械设计课程设计手册第三版选取6010深沟球轴承，其尺寸为dDB=508016。因考虑到该段需要安装挡油环等零件，所以左端起第一段长L1=33mm，直径d1=50mm。取安装小齿轮处的轴端的直径d2=56mm，已知大齿轮轮毂的宽度b2=83mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L2=80mm，齿轮的右端采用轴肩定位，所以d3=70mm，L3=10mm。取安装大齿轮处的轴端的直径d4=60mm，已知小齿轮轮毂的宽度b1=60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L4=57mm因滚动轴承是成对使用的，以及有挡油环等零件即L5=36mm，d5=50mm。对大齿轮进行校核1）计算垂直面，水平面的支座反力水平面 Fr3=Ft3tan20=2.77kN 以整个轴为研究对象，由平衡方程得Fy=0 MA=0 可求得:FAH3=Fbl=0.47kN FBH3=Fal=0.26kN垂直面 Ft3=2T3d3=7.61kN 以整个轴为研究对象，由平衡方程得Fx=0 MB=0 可求得FAV3=1.30KnFBV3=0.70kN2）画出弯矩图，如下图：3）校核轴的强度通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环变应力，为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为ca=2+4（）2，当扭转切应力为脉动循环变应力时，取0.6应力ca-1，-1为许用弯曲应力，查表15-1可得-1=60MPa对于直径为d的圆轴，弯曲应力=MW，扭转切应力=T2W，代入上述公式，可得：ca-1=60MPa，所以，强度是足够的。3.低速轴设计1）轴的材料取45号钢2）初步确定轴的最小直径dmin=A03Pn3=11236.6428.68=68.77mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d，为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT,查表14-1确定KA=1.5，所以，Tca=KAT=1.52211Nm=3316.5 Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003，选用LX6 Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300 Nm，半联轴器的孔径d=70mm，长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm,由于考虑到有轴承端盖，所以L1=160mm。通过半联轴器的孔径d=77mm，查机械设计课程设计手册第三版选取6016深沟球轴承，其尺寸为dDB=75mm125mm22mm。所以右端起L2=25mm，d2=77mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，所以L3=77mm，d3=90mm，L4=10mm，d4=102mm。取安装大齿轮处的轴端的直径d5=90mm，已知小齿轮轮毂的宽度b2=75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L5=72mm。因滚动轴承是成对使用的，但考虑到挡油环的安装，所以所以L6=42mm，d6=77mm。七.键连接的选择与校核计算1.轴上键连接的选择及校核计算1）选键类型及规格。装V带的轴段需要设计键，查键标准，由轴的直径为40mm查出键的宽度为12mm，由轴长70mm确定键长为63mm，而63mm为标准键长，选用定位好的A型键：键1263GB/T1096-2003。装小齿轮的轴段需要设计键，查键标准，由轴的直径为50mm查出键的宽度为16mm，由轴长65mm确定键长为56mm，而56mm为标准键长，选用定位好的A型键：键1656GB/T1096-2003。2）键的挤压强度校核键的接触长度l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm，载荷由轻微冲击，查得铸铁轮毂槽的许用挤压应力P=100120MPa。核算键连接的挤压强度为P1=4Tdhl=4212.6610340851MPa=52.12MPaP，所以满足要求。键的接触长度l2=L2-b2=50mm-18mm=32mm，载荷由轻微冲击，查得铸铁轮毂槽的许用挤压应力P=100120MPa。核算键连接的挤压强度为P1=4Tdhl=4212.66103621132MPa=38.98MPaP，所以满足要求。轴键连接的挤压强度满足要求，因键长较长，因此键的抗剪强度足够，一般不必验算。2.轴上键连接的选择及校核计算1）选键类型及规格。装大齿轮的轴段需要设计键，查键标准，由轴的直径为60mm查出键的宽度为18mm，由轴长57mm确定键长为50mm，而50mm为标准键长，选用定位好的A型键：键1850GB/T1096-2003。装小齿轮的轴段需要设计键，查键标准，由轴的直径为56mm查出键的宽度为16mm，由轴长80mm确定键长为70mm，而70mm为标准键长，选用定位好的A型键：键1670GB/T1096-2003。2）键的挤压强度校核键的接触长度l3=L3-b3=63mm-16mm=47mm，载荷由轻微冲击，查得铸铁轮毂槽的许用挤压应力P=100120MPa。核算键连接的挤压强度为P1=4Tdhl=4810.3103571047MPa=119MPaP，所以满足要求。键的接触长度l4=L4-b4=63mm-18mm=45mm，载荷由轻微冲击，查得铸铁轮毂槽的许用挤压应力P=100120MPa。核算键连接的挤压强度为P1=4Tdhl=4810.3103621145MPa=105.6MPaP，所以满足要求。轴键连接的挤压强度满足要求，因键长较长，因此键的抗剪强度足够，一般不必验算。3.轴上键连接的选择及校核计算1）选键类型及规格。装大齿轮的轴段需要设计键，查键标准，由轴的直径为90mm查出键的宽度为25mm，由轴长72mm确定键长为63mm，而63mm为标准键长，选用定位好的A型键：键2563GB/T1096-2003。装联轴器的轴端需要设计键，查键标准，由轴的直径为70查出键的宽度为20mm，由轴长107mm确定键长为100mm，而100mm为标准键长，选用定位好的A型键：键20100GB/T1096-2003。2）键的挤压强度校核键的接触长度l5=L5-b5=70mm-22mm=48mm，载荷由轻微冲击，查得铸铁轮毂槽的许用挤压应力P=100120MPa。核算键连接的挤压强度为P1=4Tdhl=42211103811448MPa=119MPaP，所以满足要求。键的接触长度l4=L4-b4=63mm-18mm=45mm，载荷由轻微冲击，查得铸铁轮毂槽的许用挤压应力P=100120MPa。核算键连接的挤压强度为P1=4Tdhl=4810.3103621145MPa=105.6MPaP，所以满足要求。轴键连接的挤压强度满足要求，因键长较长，因此键的抗剪强度足够，一般不必验算。八.滚动轴承的选择与寿命