机械设计基础课程设计-带式传输机的传动装置.doc

机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：带式传输机的传动装置学 院： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： 目录1传动装置的总体方案设计11.1 传动装置的运动简图及方案设计11.1.1 运动简图11.1.2 分析确定方案11.2电动机的选择21.2.1 电动机的类型和结构形式21.2.2 确定电动机的转速和型号21.3 计算总传动比和分配各级传动比31.3.1 确定总传动比31.3.2 分配各级传动比31.4 计算传动装置的运动参数及动力参数31.4.1 计算各轴的转速31.4.2 计算各轴的输入功率31.4.3 计算各轴的输入转矩42传动零部件的设计计算52.1 带传动52.1.1 确定计算功率并选择V带的带型52.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速52.1.3 确定V带的中心距和基准长度52.1.4 验算带轮包角62.1.5 计算带的根数62.1.6 确定带的初拉力和压轴力72.2 齿轮传动72.2.1 选择精度等级、材料及齿数72.2.2 齿轮强度校核92.2.3 齿轮结构设计92.3 轴系部件设计92.3.1 初算轴径92.3.2 轴的结构设计102.3.3轴的强度校核132.4 键的设计计算192.4.1 主动轴外伸端处键的校核192.4.2 从动轴外伸端处键的校核192.4.3从动轴齿轮处键的校核192.4.4主动轴齿轮处键的校核202.5 轴承的选择与验算202.5.1 主动轴承的选择与验算202.5.2从动轴承的限制选择与验算202.6联轴器的选择与验算213减速器装配图的设计223.1 箱体主要结构尺寸的确定223.1.1 铸造箱体的结构形式及主要尺寸223.1.2 箱体内壁位置的确定233.2 减速器附件的确定233.2.1窥视孔及盖233.2.2透气孔233.2.3排油口243.2.4定位销243.2.5启盖螺钉244润滑与密封254.1润滑254.1.1 齿轮传动的润滑254.1.2 轴承的润滑254.2 密封255参考书目27计算及说明结 果带式运输机传动说明书1传动装置的总体方案设计1.1 传动装置的运动简图及方案设计1.1.1 运动简图1.1.2 分析确定方案通常原动机的转速与工作机的输出转速相差较大，在他们之间常采用多级传动来减速。齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动。在该装置中无特殊要求可以采用直齿圆柱齿轮。带传动具有传动平稳吸振等特点，且能起过载保护的作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。1.2电动机的选择1.2.1 电动机的类型和结构形式按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。1.2.2确定电动机的功率滚筒所需要的输入功率:=4.05kw查机械设计课程设计手册书中表1-7各传动部件的效率分别为：带传动效率=0.96 联轴器效率=0.99 滚动轴承效率=0.99 卷筒效率=0.96圆柱齿轮传动效率=0.97 工作机的总效率为：=()3=0.868电动机输出功率：P=4.666kw1.2.2 确定电动机的转速和型号传动装置的传动比的确定：查机械设计课程设计手册书中表13-2得各级齿轮传动比如下：齿轮传动比i=35，带传动比i=24 则理论总传动比i=840滚轮转速=110.184r/min原动机转速n=n2i=881.47 r/min 4407.36 r/min根据上面所得的原动机的功率与转速范围，可由机械设计课程设计手册书中表12-1可选择合适的电动机。本设计选择的电动机的型号及参数如下表：型号额定功率满载转速同步转速Y132S-45.5kw1440r/min2.21.3 计算总传动比和分配各级传动比1.3.1 确定总传动比 由于有带传动和圆柱直齿轮，故传动比在齿轮和平带中分配： 则i=13.0691.3.2 分配各级传动比分配传动装置各级传动比：取V带传动的传动比i=3，则减速器的传动比为i=4.3561.4 计算传动装置的运动参数及动力参数1.4.1 计算各轴的转速第0轴的转速（电动机轴）：n=1440 r/min第轴的转速（高速轴）：n=480 r/min第轴的转速（低速轴）：n=110.19 r/min第轴的转速（卷筒轴）：n=n=110.19 r/min1.4.2 计算各轴的输入功率第0轴的功率（电动机轴）：P=4.666kw第轴的功率（高速轴）：P= P1=4.6660.96=4.48kw第轴的功率（低速轴）：P= P23=4.480.990.97=4.30kw第轴的功率（卷筒轴）：P= P24=4.300.990.99=4.22kw1.4.2 计算各轴的输入转矩T=30.97NmT=89.13 NmT=372.67 NmT=365.74Nm参数轴号0轴1轴2轴3轴功率（KW）4.6664.484.304.22转速n（r/min）1440480110.19110.19转矩T（N.mm）30.9789.13372.67365.74传动比i34.356效率0.960.962传动零部件的设计计算2.1 带传动2.1.1 确定计算功率并选择V带的带型由机械设计基础书中表13-8得K=1.2（带式输送机，两班制）计算功率：P=KP=1.25.5=6.6 kw 根据P=6.6 kw，n=1440 r/min。由机械设计基础书中图13-15应选普通A型V带。带轮选用45钢，正火处理2.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速根据机械设计基础书中表13-9选小带轮直径dd=90 mm取=0.02大带轮的直径d=264.6mm 根据机械设计基础书中表13-9选大带轮直径d=265mm 验算带速：v=6.78 m/s 带速在525m/s范围内，合适。 故小带轮d=90mm，大带轮d=265mm2.1.3 确定V带的中心距和基准长度a的范围：0.7（d+d）a2（d+d）0.7（90+264.6）a2(90+264.6)248.22a710初选a=1.5（d+d）=532.5mm，取a=532.5mm，符合0.7（90+264.6）a2(90+264.6)计算初定中心距a=750mm时相应的带长L，即L=1636.73mm由机械设计基础书中表13-2选取基准长度L=1800mm实际中心距a为： a=514.14mm中心距a的变动范围为amin=a-0.015L=514.14 - 0.0151800=487.14mmamax=a+0.03L=514.14 + 0.031800=568.14mm2.1.4 验算带轮包角=180- =180-57.3 =160.5120合格。2.1.5 计算带的根数Z=根据d=90mm，n=1440r/min，查机械设计基础书中表13-4得P=1.07kw传动比i=3.005查机械设计基础书中表13-6 取P=0.17 kw（单根普通V带i不等于1的额定功率的增量）由 =160.5查机械设计基础书中表13-7 取K=0.95（包角修正系数）查机械设计基础书中表13-2 取K=1.01（带长修正系数）Z= =5.55取Z=62.1.6 确定带的初拉力和压轴力查机械设计基础书中表13-1，q=0.1kg/mF=（-1）+qv =(-1)+0.16.78 2 =136.95NF=2zFsin=26136.95sin=1619.66N2.2 齿轮传动2.2.1 选择精度等级、材料及齿数设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P=4.48kw电动机驱动，小齿轮转速n=480r/min，大齿轮转速n=110.193r/min，传递比i=4.356，连续单向运转，载荷平稳，空启动，使用期限八年，两班工作。小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。由机械设计基础书中表11-1得：=580 MPa =390MPa= 450MPa =330 MPa 由机械设计基础书中表11-5得：S=1.2 S=1.4 =SH=483.3MPa =SH=325MPa =S=312.4MPa =S=235.7MPa 求小齿轮齿数Z1：对于闭式软齿面齿轮传动，通常Z在2040之间。现取Z=28，则Z=4.35628=121.97，取Z=122齿数比=122/28=4.36 2.2.2 齿轮强度设计 小齿轮的转矩T1=89.13N.m 齿宽系数d，查机械设计基础书中表11-6，取d=1.0设齿轮按9级精度制造。由机械设计基础书中表11-3取载荷系数K=1由机械设计基础书中表11-4得Z=188，对于标准齿轮ZH=2.5 计算d： d= =77.1mm 确定齿轮模数： m=2.75mm 机械设计基础书中表4-1取标准模数m=3mmd=mz=328mm=84mmd=mz=3122=366mm 中心距a=225mm2.2.2 齿轮强度校核查机械设计基书中图11-8和图11-9得齿轮的复合齿形系数Y=2.62, Y=1.62Y=2.22, Y=1.8b=dd=84mm 取b2=90mm，b1= b2+5=95mm=42.1MPa=312.4MPa=42.12=39.66MPa= 235.7MPa结论：安全。齿轮圆周速度v=2.11m/s查机械设计基书中表11-2，选用9级精度。2.2.3 齿轮结构设计2.3 轴系部件设计2.3.1 初算轴径高速轴由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经正火处理。按扭转强度设计轴的尺寸， 查机械设计基础书中表14-1得=600MPa，查表14-2 取C=118d 24.84mm考虑到轴的最小直径处要安装带轮，有键槽存在，故将估算直径加大5%即d=26.241.05=26.09mm 故取轴最小直径d=30mm低速轴低速轴选用45钢，正火处理。估计直径d100mm， 查机械设计基础书中表14-1得=600MPa，查表14-3 取C=118d 40.03mm，所求的直径需要装联轴器，有键槽应增大5，d=42.281.05=44.4mm，按标准取d=45m2.3.2 轴的结构设计高速轴 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键确定轴的各段直径位置轴直径/mm说明带轮处30按传递的转矩得到的基本直径油封处35带轮的周向固定，轴肩h=（0.070.1）d=2.84取h=3mm轴承处40无轴向力，选用深沟球轴承，内径应稍大于油封处，采用6209型轴承右轴承-齿轮处50此处的直径应该大于轴承内径而小于轴承外径齿轮处55稍大于轴承处的直径，并取标准直径。左轴承-齿轮50为了便于轴承的装卸，取h=2.5mm左端轴处40轴承内径确定各轴段的长度位置长度/mm说明带轮处60带轮宽63mm，为了压紧取60mm油封处45右轴承右端面到轴承盖面（即轴承盖宽度）为20mm，转配间隙为25mm右轴承30轴承宽为19mm，摔油环11mm右轴承-齿轮5箱体误差为5mm齿轮处120齿轮宽121mm，为压紧减1mm左轴承-齿轮5齿轮对称布置左端轴承处30轴承宽19mm，摔油环11mm全轴长295传动零件的周向固定齿轮和带轮均采用普通A型平键，查机械设计基础书中表10-9齿轮处为：键 ； 带轮处为：键 为加工方便，并参照6208型轴承的安装尺寸，轴端倒角取为低速轴1，=5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器确定轴的各段直径位置轴直径/mm说明联轴器处 45按传递的转矩得到的基本直径油封处 52轴肩h=（0.070.1）d=3.154.5mm，取h=3.5mm右轴承处55初选轴承6211，轴承内径为55mm，B=21mm齿轮处 60h=（0.070.1）d=3.855.5mm，取h=5mm轴环处70 h=（0.070.1）d=4.66.5mm，取h=5mm左端轴承处55轴承内径确定各轴段的长度位置长度/mm说明联轴器处110选用GICL3联轴器，查机械设计课程设计手册表8-3得L=112mm油封处45右轴承右端面到轴承盖面为20mm，转配间隙为25mm右轴承（含套筒）50轴承宽为22mm，箱体误差为5mm，箱体内壁到齿轮右端面取20mm，为压紧齿轮应加1mm齿轮处115齿轮宽116mm，为压紧赢减1mm轴环处10取b=10mm左端轴承处40轴承宽22mm,齿轮对称布置全轴长370齿轮和联轴器均采用普通A型平键，查机械设计基础书中表10-9齿轮处为：键 联轴器处为：键 为加工方便，并参照6211型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角全部取r=1mm，轴端倒角取2.3.3轴的强度校核（1）校核轴考虑到作用在轴上的扭矩最大，故轴为整个装置中最为脆弱的部分，故首先对轴进行强度校核。求轴的传递扭矩 T=372.67N.mm 齿轮上的切向力F =2T/d=2.03N齿轮上的径向力F= Ftan=2.39tan=0.74N确定轴的跨距 查机械设计课程设计手册表6-1得6211的B=21mm，故左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距均为L=L=87.5mm，联轴器力作用点到右轴承力作用点的间距为L=166mm。按当量弯矩校核轴的强度做轴的空间受力图（A）作水平受力图和弯矩图（B），（C）F=0.37NF= F- F=0.37NM=- FL1=-0.3787.5=-32.38NM=- FL1=-0.3787.5=-32.38N做垂直面受力图和弯矩图M(D),(E) F=F= F/2=2.032=1.015NM=- F L1=-88.81N.mmM=- F L1=-88.81N.mmM= =96.675N.mm弯矩图如上图所示T=3.72N.mm 按当量弯矩校核轴的长度 截面C的弯矩，转矩最大，应当校核 M=147.65N.mm 查机械设计基础表14-1的45钢=600MPa，由表14-3查得 -1b=55MPa 则=31.53考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故故轴的强度足够。（2）校核轴求轴的传递扭矩 T1=0.89105 N.mm 齿轮上的切向力Ft1 =2.1N齿轮上的径向力F= Ftan=2.1tan=0.76N确定轴的跨距 查机械设计课程设计手册表6-1得6209的B=19mm，故左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距均为L1=171mm，带轮力作用点到右轴承力作用点的间距为L=86mm。按当量弯矩校核轴的强度做轴的空间受力图（A）做垂直面受力图和弯矩图M(D),(E) F=0.38NF= F- F=0.38NM=- FL1/2=-0.381712=-32.49NM=- FL1/2=-0.381712=-32.49N作水平受力图和弯矩图（B），（C）F=F= F/2=2.1/2=1.05NF力在支点产生的反力 N N绘垂直面的弯矩图M+=FL1/2=-0.381712=32.49NM-=FL1/2=-0.381712=32.49N绘水平面的弯矩图M+=FL1/2=89.775N.mmM-=FL1/2=89.775N.mmF力产生的弯矩图求合成弯矩图MB= =165.11N.mm弯矩图如上图所示T1=0.89105 N.mm 按当量弯矩校核轴的长度 截面C的弯矩，转矩最大，应当校核 M=167.25N.mm 查机械设计基础表14-1的45钢=600MPa，由表14-3查得 -1b=55MPa 则=32.33考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%，故故轴的强度足够。2.4 键的设计计算 2.4.1 主动轴外伸端处键的校核查机械设计基础书中表10-9得带轮处键为：键 =43.77MPa查机械设计基础书中表10-10得=100120MPa，键的选用合格2.4.2 从动轴外伸端处键的校核联轴器处为：键 挤压条件强度为 =43.49MPa 查机械设计基础书中表10-10得=100120MPa ，键的选用合格2.4.3从动轴齿轮处键的校核齿轮处为：键 挤压条件强度为 =48.82MPa 查机械设计基础书中表10-10得=100120MPa ，键的选用合格2.4.4主动轴齿轮处键的校核挤压条件强度为 =16.8Mpa查机械设计基础书中表10-10得=100120MPa，键的选用合格2.5 轴承的选择与验算2.5.1 主动轴承的选择与验算由前面计算知d=45mm，选用6209型号的轴承。查机械设计基础表16-8得=1P= F=0.87N.mm因为是球轴承，寿命指数=3查机械设计课程设计手册表6-1得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=31.5KNL=26.78106h查机械设计基础表16-10轴承预期寿命L的参数值为4000060000h LL 故该轴承合格2.5.2从动轴承的限制选择与验算由前面计算知d2=55mm，选用6212型号的轴承。查机械设计基础表16-8得=1P= F=0.74N.mm因为是球轴承，寿命指数=3查机械设计课程设计手册表6-1得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=47.8KNL=40.7610h查机械设计基础表16-10轴承预期寿命Lh的参数值为4000060000h故该轴承合格2.6联轴器的选择与验算由于轴的转速低，传递转矩较大，又因为减速器输出轴与工作机不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此可选用承载能力较高的刚性可移式联轴器鼓行齿式联轴器。查机械设计基础表17-1的工作情况系数K=1.5T= KT= 1.5372.67=659.12Nm查机械设计课程设计手册表8-3得 GICL2的 T =1400 Nm可以选:GICL3联轴器 ZAJ19013-1989查机械设计课程设计手册表8-3得 GICL2的 n =5900r/min工作转速n=102.24n 故合理。3减速器装配图的设计3.1 箱体主要结构尺寸的确定3.1.1 铸造箱体的结构形式及主要尺寸查机械设计课程设计手册表11-1得轴中心距 a=225mm箱体壁厚 =0.025a+1mm=0.025225+1=6.6mm，由于要8mm，故取=8mm箱盖壁厚=0.02a+1=0.02225+1=5.5mm，由于要8mm，故取=8mm箱盖凸缘厚度b=1.5=12mm机座凸缘厚度b1=1.5=12mm机盖凸缘厚度b2=2.5=2.58=20mm箱座的肋厚m=0.85=0.858=6.8mm7mm 箱盖的肋厚m=0.85=0.858=6.87mm地脚螺栓直径d=0.036a+12=20.1mm 取整偶数22mm地脚螺钉数目n=6 （a250）轴承旁联结螺栓直径d=0.75d=16.5mm，取18mm盖与座联接螺栓直径d=（0.50.6）d=1113.2mm 取d2=12mm轴承端盖的螺钉直径d=（0.40.5）d=8.811mm窥视孔盖螺钉直径d=（0.30.4）d=6.68.8mm定位销直径d=（0.30.4）d=3.64.8mm大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1.2=1.28=9.6取=10mm轴承端盖外径D=D+(55.5)d =90+（55.5）10=140145mm 轴承旁连接螺栓距离SD3.1.2 箱体内壁位置的确定在主视图中根据前面计算内容定出两齿轮间的中心距、中心线位置，画分度圆，再宽度在俯视图中定出各齿轮的对称中心线，画出齿轮的轮廓。小齿轮宽度应略大于大齿轮的510mm,以免应安装误差影响齿轮接触宽度。 大齿轮齿顶圆和机体内壁之间的距离小齿轮端面和机体内壁之间的距离L机体内壁的厚度，应圆整机盖壁厚3.2 减速器附件的确定3.2.1窥视孔及盖窥视孔是用来检查传动件的啮合情况，齿侧间隙接触斑点及润滑情况等。箱体内的润滑油也由此孔注入，但为了减少油内的杂质进入箱内，可在窥视孔口处装一过滤网。窥视孔通常开在箱盖的顶部，且要能看到啮合区的位置。其大小可视减速器的大小而定，但至少能将手伸入箱内进行检查操作。窥视孔要有盖板。盖板可用钢板的材料制成，用M8的螺钉紧固。：3.2.2透气孔减速器工作时，箱体内的温度和压力都会升高，热涨的气体可以通过透气孔。减速器工作时，箱体内的温度和压力都会升高，热涨的气体可以通过透气孔及时排出，使箱体内、外压力平衡，使得密封件不受高压气体的损坏。透气孔多装在箱盖的顶部或窥视孔盖上。M271.51536 4 3263.2.3排油口为了换油和清洗箱体时排出油污，应在油池最低处设置排油孔。平时排油口加油封圈用螺栓堵住。螺栓直径约为箱体壁厚的23倍。放油螺塞和箱体接合面应加防漏用的垫圈。3.2.4定位销为了确定箱座与箱盖的相对位置，并保证每次拆装厚轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，应在精加工轴承底孔前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上配装两个定位销。两定位销应布置在箱体对角线方向，距箱体中线不要太近；此外还要考虑加工和拆装方便，并且不与其他零件干涉。定位销是标准件，采用圆锥销，直径为箱体凸缘联接螺栓直径的0.7-0.8倍左右，便其长度应大于箱体联接凸缘总厚度，标记：圆锥销GB117-86 3.2.5启盖螺钉启盖螺钉的直径与箱盖凸缘连接螺栓直径相同，其长度应大于箱盖凸缘的厚度。其端部应为圆柱形半圆柱形，以免在拧动时将其端部螺纹破坏。4润滑与密封4.1润滑4.1.1 齿轮传动的润滑根据齿轮圆周速度1.84m/s,速度较低，故只需采用人工定期加润滑脂或润滑油的方式，箱体内选用CKC150润滑油，装至规定高度。此种方式适合闭式的齿轮传动。油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，用润滑脂，润滑效果好。4.1.2 轴承的润滑滚动轴承以值d为滚动轴承内径，mm；n为轴承转速，r/min作为选择润滑方式的参考依据。本设计中，主要参数如下：低速轴：d=45mm 高速轴：d=30mm 则低速轴： 高速轴： 查机械设计基础图16-11得，低速轴上的轴承选用脂润滑，粘度为，高速轴上的轴承选用脂润滑，粘度取140mm4.2 密封由于齿轮的圆周速度较低，适合于接触式密封。采用毡圈密封，毛毡圈的内径等于轴径，不留空隙，完全密封。将密封材料放置在梯形槽中于与轴密切接触。5设计小结 时间的机械设计课程设计进一步巩固、加深和拓宽所学的知识；通过设计实践，树立了正确的设计思想，增强创新意思和竞争意识，熟悉掌握了机械设计的一般规律，也培养了分析和解决问题的能力；通过设计计算、绘图以及对运用技术标准、规范、设计手册等相关设计资料的查阅，对自己进行了一个全面的机械设计基本技能的训练。在具体做的过程中，从设计到计算，从分析到绘图，让我更进一步的明白了作为一个设计人员要有清晰的头脑和整体的布局，要有严谨的态度和不厌其烦的细心，要有精益求精、追求完美的一种精神。从开始的传动方案的拟定的总体设计中，让我清楚的了解了自己接下来要完成的任务，也很好的锻炼了自己自主学习的能力；在传动件，轴、轴承、