机械设计课程设计说明书模板带式运输机传动装置（可编辑） .doc

机 械 设 计( 机 械 设 计 基 础 )课程设计说明书 设计题目: 带式运输机传动装置 院(系):机电工程学院专业: 过程装备与控制工程 班级: 学号: 设计人: 指导老师: 完成日期:年 12 月 28日(校名) 茂名学院机械设计课程设计任务书传动方案的分析与拟定1.设计题目设计某车间零件传送设备的传动装置1)传动布置方案2)已知条件输送带拉力f5kn 输送带工作速度v0.75m/s(允许输送带速度误差5%) 滚筒直径d300mm 滚筒效率0.96(包括滚筒轴承的效率损失)3)设备工作条件,连续单向运转,工作时有轻微振动,小批量生产,单班制工作,使用期限10年。运输带速度允许误差为5%设计工作量:1.减速器装配图1张,草图1张; 2.零件工作图2张; 3.设计说明书1份。目 录课程设计内容 4电动机的选择 4传动装置的运动和动力参数计算 5v带传动设计 6减速器高速级齿轮设计 8减速器低速级齿轮设计 10轴的设计计算 (中间轴) 15轴的设计计算 (输入轴) 17轴的设计计算 (输出轴) 18滚动轴承的选择及计算 25键连接的选择及校核计算 29减速器附件的选择 29联轴器的选择 31润滑方式的确定 32其它有关数据 32参考资料 34设计心得体会 34课程设计的内容 机械设计课程设计是本门课程的一个重要实践性环节,是高等学校工科有关专业学生第一次较全面的设计训练。本次设计的对象为普通减速器,具体内容是:设计方案论述。选择电动机。减速器外部传动零件设计(含连轴器选择)。减速器设计。设计减速器的传动零件;对各轴进行结构设计,按弯扭合成强度条件验算个轴的强度;按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度;选择各对轴承,计算输出轴上轴承的寿命;选择各键,验算输出轴上键连接的强度;选择各配合尺寸处的公差与配合;决定润滑方式,选择润滑剂。绘制减速器的装配图和部分零件工作图。编写设计说明书。电动机的选择1.选择电动机类型按工作要求:连续单向运转,载荷平稳;选用y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机,电压380v。2.选择电动机容量电动机工作效率为(查课程设计,由式2-1得) ghgf 工作机所需工作功率(kw)为 传动装置的总效率为(由式2-4得) 按表12-8确定各部分效率为:v带传动效率0.95,滚动轴承(一对)0.99,圆柱齿轮传动效率0.97,联轴器传动效率0.99,传动滚筒0.96,得 0.82 则电动机工作功率为4.77kw 由y系列电动机技术数据,选取电动机额定功率为5.5kw3.确定电动机转速 滚筒工作转速 47.8r/min 总传动比 按表2-1确定各部分传动比,平带传动比,二级圆柱齿轮传动比: 总传动比范围16240,电动机转速范围为(16240)47.8764.811472r/min 4.确定电动机型号 由表19-1查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为y132s-4, 1440r/min传动装置的运动和动力参数计算1.分配传动比 30.1r/min2.分配传动装置各级传动比 取v带传动传动比,分配两级圆柱齿轮减速器的传动比,由,得,高速级的传动比i23.74,则低速级的传动比为2.67 确定分配的合适:30.03(i- )/i(30.1-30.03)/30.10.2%5%(合适)4.运动和动力参数计算1轴(电动机轴) 4.77kw 31.6n.m 2轴(高速轴) 0.950.994.774.49kw 89.3n.m 3轴(中间轴) kw n.m 4轴(低速轴) kw n.m 5轴(滚筒轴) kw 815.7n.m运动和动力参数的计算结果汇总列出表格(表1)表1 各轴运动和动力参数轴名功率p/kw转矩t/nm转速n/r/min传动比i电动机轴4.7731.614403高速轴4.4989.34803.74中间轴4.31321128.32.67低速轴4.14823.5481滚筒轴4.10815.748v带传动设计1.确定计算功率 查机械设计课本表2-10得工作情况系数,故1.14.775.25kw2.选取窄v带带型根据、小带轮转速,由图2.18确定选用单根窄v带spz型。3.确定带轮基准直径由表2-4取主动轮基准直径。从动轮基准直径 验算带的速度 v5.35m/s25m/s所以带的速度合适。确定窄v带的基准长度和传动中心距 根据 0.72,即:198.1566,初步确定中心距。 根据机械设计课本式(2.1)计算带所需的基准长度 1061mm选带基准长度ld1120mm按机械设计课本式(2.24)计算实际中心距a a+330验算主动轴上的包角由机械设计课本(2.2)得 所以主动轮上的包角合适。计算窄v带的根数z由机械设计书式(2.27)知z由1440r/min,71mm,查机械设计课本表2-6和机械设计课本表2-8得: 1.41kw kw查机械设计课本表2-9,得 查机械设计课本表2-2,得 取z41.计算预紧力 由机械设计课本2.28式知 查机械设计课本表2-1,得:q0.07故 500xn2.计算作用在轴上的压轴力由机械设计课本式(2.29),得3.带轮结构设计,材料选用ht200。高速级齿轮的设计计算1.确定齿轮材料、热处理方式、精度等级和齿数 小齿轮采用40cr调质,齿面硬度为(241286)hbw,取260hbw;大齿轮采用45号钢调质,齿面硬度为(197255)hbw,取230hbw;精度7级。 取21;i21x3.7478.54 ;取792.确定许用应力(相关图、表查机械设计课本)查图4.19-3,得;查图4.21-3,得;查表4-10,取; 查图4.20,得;查图4.22,得;查图4.23,得3.齿面接触疲劳强度计算(1)计算工作转矩: 由前面计算得:(2)初步计算小齿轮直径,由式(4.10)得查表4-8,取查表4-7齿宽系数取则尺宽(3)按齿面接触疲劳强度设计:由式(4.9)得 查表4-4得 设计齿轮精度为7级,查图4.9取齿轮对称布置,;查图4.12取查表4-5取(4)计算齿面接触应力:查表4-14,得查表4-6,得,取m3mm则 4.校核齿轮弯曲疲劳强度 由图4.18查得, 由图4.16查得, 因为,所以得由式4.11 大小齿轮的弯曲疲劳强度满足要求5.确定传动主要尺寸低速级齿轮的设计计算1.确定齿轮材料、热处理方式、精度等级和齿数 小齿轮采用40cr调质,齿面硬度为(241286)hbw,取260hbw;大齿轮采用45号钢调质,齿面硬度为(197255)hbw,取230hbw;精度7级。取; ;取722.确定许用应力(相关图、表查机械设计课本)查图4.19-3,得;查图4.21-3,得;查表4-10,取; 查图4.20,得;查图4.22,得;查图4.23,得3.齿面接触疲劳强度计算(1)计算工作转矩: 由前面计算得:(2)初步计算小齿轮直径,由式(4.10)得查表4-8,取查表4-7齿宽系数取则尺宽(3)按齿面接触疲劳强度设计:由式(4.9)得 查表4-4得 设计齿轮精度为7级,查图4.9取齿轮对称布置,;查图4.12取查表4-5取(4)计算齿面接触应力:查表4-14,得查表4-6,得,取m4mm则 4.校核齿轮弯曲疲劳强度 由图4.18查得, 由图4.16查得, 因为,所以得由式4.11 大小齿轮的弯曲疲劳强度满足要求5.确定传动主要尺寸三)得出画图尺寸数据 高速级齿轮传动的尺寸低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm名称计算公式结果/mm模数3 模数4齿数2179齿数2772传动比3.74传动比2.67分度圆直径63235.62分度圆直径108288.36齿顶圆直径69243齿顶圆直径116296齿根圆直径 55.5229.5齿根圆直径98278中心距149.31中心距198.18齿宽6063齿宽110108轴的设计计算一)轴的材料选择和最小直径估算 根据工作条件,初选轴的材料为45钢,调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算,即:mm。初算轴径时,若最小直径周段开有键槽,还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时,d增大3%至5%,两个键槽时,d增大7%。值由书本表14-2确定高速轴;中间轴;低速轴 高速轴,因高速轴最小直径处要安装大带轮,设有一个键槽,则: ,取整数。 中间轴: ,因中间轴最小直径处要安装滚动轴承,则取为标准值:40。 低速轴:,因高速轴最小直径处要安装连轴器,设有一个键槽,则: ,取联轴器。二)轴的结构设计1、中间轴结构设计中间轴轴系的结构如下图:图2 中间轴(1)各轴段直径确定:最小直径,滚动轴承处轴段,40。根据表15-3得:轴承代号选取6008尺寸为ddb406815mm:低速级小齿轮轴段50mm:轴环,根据齿轮的轴向定位要求,60mm:高速级大齿轮轴段,50mm:轴环,根据轴承的定位确定,45mm:滚动轴承处轴段,40mm(2)各轴段长度的确定:由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定,44mm:由低速级小齿轮的毂孔宽度b260mm,61mm:轴环宽度,12mm:由高速级大齿轮毂孔宽度b3110mm确定,110mm:根据轴承的装配定位确定,32mm:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,15mm(3)细部结构设计由课程设计表14-24可查的:高速大齿轮处取a键:bh-l14mm9mm-50mm(轴深t5.5mm,毂深3.8;半径r0.250.40mm);低速小齿轮处取a键:bh-l14mm9mm-90mm(轴深t5.5mm,毂深3.8;半径r0.250.40mm);齿轮轮毂与轴的配合选为50h7/r6和滚动轴承与轴的配合采用过渡配合,此轴段的直径公差选为40k6参考课程设计表14-27、14-29得:各轴肩处的过渡圆角半径 若a0.071d,ar取r2,倒角为c2。2、高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如下图:图3高速轴(1)各轴段的直径的确定:最小直径,安装v带轮的外伸轴段,25mm :密封处轴段,根据联轴器的轴向定位要求,定位高度,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封),30mm:滚动轴承处轴段,35mm,轴承代号选取6007,其尺寸为ddb35mm62mm14mm:过渡轴段,由于高速齿轮传动的线速度小于2m/s,滚动轴承可采用脂润式润滑。考虑到用轴肩定位轴承,所以40mm 齿轮处轴段:由于小齿轮的直径较小,采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样,均为20crmnti渗碳淬火:由高速级小齿轮的安装设置,52mm:轴承装配关系确定,40mm:滚动轴承处轴段,35mm(2)各轴段长度的确定:由v带轮的轮孔,确定90mm:由箱体结构、轴承挡圈、装配关系等确定,90mm:由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定,16mm:由装配关系、箱体结构等确定,156mm:由高速级小齿轮宽度60mm确定,60mm:由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定,28mm:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定14mm(3)细部结构在与v带轮连接处健bh-l16mm10mm-50mm(t6mm,4.3,r0.250.40mm);在处采用过盈配合,起到密封作用:滚动轴承与轴的配合采用过渡配合,此轴段的直径公差选为参考课程设计查表14-27、14-29得:各轴肩处的过渡圆角半径,若a0.071d,ac,取r2,倒角为c2。3、低速轴的结构设计低速轴轴系的结构如下图:图4 低速轴各轴段直 径的确定:最小直径,安装联轴器的外伸轴段,55:根据轴承的装配要求确定,60mm:动轴承处轴段,65mm。角接触轴承代号选取6013,其尺寸为ddb65mm100mm18mm:过渡轴段,考虑挡油盘的轴向定位,70mm:轴环设置要求,77mm:低速大齿轮轴段,70mm:密封处轴段,根据联轴器的轴向定位要求,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封),:65mm。角接触轴承代号选取6013,其尺寸为ddb65mm100mm18mm(2)各轴段长度的确定:由连轴器的轴孔宽度确定,:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,70mm:由滚动轴承装配关系确定,18mm:过渡轴段,94mm:轴环宽度,10mm:由低速大齿轮的毂孔宽度确定,106mm:由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定,52mm(3)细部结构设计低速大齿轮处取a键:bh-l20mm12mm-90mm(t7.5mm,4.9mm,r0.400.60mm);联轴器处键取c型:bh-l16mm10mm-90mm t6.0,4.3mm,r0.250.40齿轮轮毂与轴的配合选为;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合。参考教材查表8-2得:各轴肩处的过渡圆角半径,若70d50 取r2,c2。轴的校核(1)高速轴的校核 l150mml2145mm l388mm 作用在齿轮上的圆周力为:289.31000/42.14242n 径向力为42420.3641544.2n 作用在轴1带轮上的外力:f5000n 求垂直面的支反力: 1451544.2/50+1451148.2n 1544.2-1148.2396n 求垂直弯矩,并绘制垂直弯矩图: 396145/100057.4n.m 1148.250/100057.41 n.m 求水平面的支承力: 由得 1454242/50+1453154.3n 4242-3154.31087.8n 求并绘制水平面弯矩图: 3154.350/1000157.72n.m 1087.8145/1000157.73n.m 求f在支点产生的反力: 885000/50+1452256.4n 2256.4+50007256.4n 求并绘制f力产生的弯矩图: 500088/1000440n.m 2256.450/1000112.8n.m f在a处产生的弯矩: 2256.450/1000112.8n.m 求合成弯矩图: 考虑最不利的情况,把与直接相加。 112.8+ 280.6n.m 112.8+280.6n.m 求危险截面当量弯矩: 最危险截面其当量弯矩为:(取折合系数) 285.7n.m 计算危险截面处轴的直径: 因为材料选择调质,查机械设计课本表6-4得,许用弯曲应力,则: mm 因为25mmd,所以该轴是安全的。 3)、弯矩及轴的受力分析图如下: (2)中间轴的校核 l151mml270mml373mm 作用在2、3齿轮上的圆周力: 23211000/157.94065.9n 2823.51000/10016470n 径向力:4065.90.3641480n 164700.3645995.1n 求垂直面的支反力: -5995.173+148070+73/51+70+73-1165n 5995.1-1165-14803350.1n 计算垂直弯矩: -116551/1000-59.4n.m -116551+70/1000-148070/1000-244.6n.m 求水平面的支承力: 4065.9+16470-9194.511341.4n 2、计算、绘制水平面弯矩图: 9194.551/1000469.0n.m-11341.451+70/1000-1647070/1000-2525.2n.m 求合成弯矩图,按最不利情况考虑: 472.7n.m 2537n.m 求危险截面当量弯矩: 最危险截面当量弯矩为:(取折合系数) 510.4n.m 2544.3n.m 计算危险截面处轴的直径: 因为材料选择调质,查机械设计课本表6-4,得,许用弯曲应力,则: mm 因为45mmd,所以该轴是安全的。 3)、弯矩及轴的受力分析图如下: (3)低速轴的校核校核该轴和轴承:l172mml2158mml3110mm 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 作用在齿轮上的圆周力: 2823.51000/2706100n 径向力:61000.362196n f2000n 求垂直面的支反力: 1582196/72+158 1508.6mm 2196-1508.6687.4mm 计算垂直弯矩: 687.4158/1000108.6n.m 1508.672/1000108.6n.m 求水平面的支承力。 726100/72+158 1909.6n 6100-1909.64190.4n 计算、绘制水平面弯矩图。 1909.672/1000137.5n.m n.m 求f在支点产生的反力 n 2391.3+50007391.3n 求并绘制f力产生的弯矩图: 5000158/1000790n.m 2391.372/1000172.2n.m f在a处产生的弯矩: n.m 求合成弯矩图: 119.78+ 175.2n.m 求危险截面当量弯矩: 最危险截面其当量弯矩为:(取折合系数) 524.2n.m 计算危险截面处轴的直径: 因为材料选择调质,查机械设计课本表6-4,得,许用弯曲应力,则: mm 因为55mmd,所以该轴是安全的。 (6)弯矩及轴的受力分析图如下: 滚动轴承的选择及校核计算一)中间轴的滚动轴承(1)、深沟球轴承的选择 根据载荷及速度情况,拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计,根据40mm,深沟球轴承选取6008,根据机械设计课本表7-4得:尺寸为ddb406815mm。(2)、深沟球轴承的校核轴承受力图:暂略先计算轴承1、2的轴向力齿轮2产生的轴向力齿轮3的产生轴向力外部轴向力方向见图示方向见图示因为所以轴承1为松端1043.8n所以轴承2为压紧端2430.6n计算轴承1、2的当量载荷查表得e0.68查表得,故当量动载荷为:验算轴承寿命因,故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同,为10(年)300(天)8(小时)24000h。24000h其中,温度系数(轴承工作温度小于),(轻微冲击)轴承具有足够寿命。二)高速轴的深沟球轴承(1)、深沟球轴承的选择根据载荷及速度情况,拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计,角接触球轴承选取6007,根据表17-5得:尺寸为ddb356214mm。(2)、角接触球轴承的校核轴承受力图:暂略先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力方向见图示方向见图示因为所以轴承1为松端1102n所以轴承2为压紧端1994n计算轴承1、2的当量载荷查表得e0.68查表得,故当量动载荷为:验算轴承寿命因,故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同,为10(年)300(天)8(小时)24000h。24000h其中,温度系数(轴承工作温度小于),(轻微冲击)轴承具有足够寿命。三)低速轴的滚动轴承(1)、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况,拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计,角接触球轴承选取6013,根据表17-5得:尺寸为ddb6510018mm。(2)、角接触球轴承的校核轴承受力图:暂略先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力方向见图示方向见图示因为所以轴承1为松端所以轴承2为压紧端计算轴承1、2的当量载荷查表得e0.68查表得,故当量动载荷为:验算轴承寿命因,故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同,为10(年)300(天)8(小时)24000h。24000h其中,温度系数(轴承工作温度小于),(轻微冲击)轴承具有足够寿命。键联接的选择及校核计算一)中间轴上键的选择与校核 由中间轴的细部结构设计,选定:高速级大齿轮处的键为1键:bh-l14mm9mm-50mm(轴深t5.5mm,毂深3.8;半径r0.250.40mm);标记:键 1450gb/t1096-2003圆头普通平键(a型); 低速级小齿轮处取2键:bh-l14mm9mm-90mm(轴深t5.5mm,毂深3.8;半径r0.250.40mm);标记:键1290gb/t1096-1979圆头普通平键(a型);由于是同一轴的键,传递的扭矩相同,所以只需要校核短的键即可。齿轮轴段d40mm,键的工作长度为ll-b50-1436mm键的接触高度 k0.5h0.594.5mm;传递的转矩为:t2321n/m;由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 (45钢调质),键联接强度足够。二) 高速轴上键的选择与校核 由高速轴的细部结构设计,选定:v带轮连接处取键为3键:bh-l8mm7mm-70mm(t4mm,3.3mm,r0.160.25mm);标记:键 888gb/t1096-2003圆头普通平键(a型); 高速轴齿轮处的键为4键:bh-l16mm10mm-63mm(t6.0mm,4.3mm,r0.250.40mm);标记:键 1663gb/t1096-2003圆头普通平键(a型); 由于是同一轴的键,传递的扭矩相同,所以只需要校核短的键即可。 键的接触高度 k0.5h0.55mm;传递的转矩为:t189.3n/m; 由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 (45钢调质),(289.31000)/(55263)10.9mpa键联接强度足够。三)低速轴上键的选择与校核 由低速轴的细部结构设计,选定:与联轴器联接处的键为5键:bh-l16mm10mm-90mm t6,4.3,r0.250.40标记:键1690 gb/t1096-2003圆头普通平键(c型); 低速齿轮处的键为6键:bh-l20mm12mm-90m(t7.5mm,4.9mm,r0.400.60mm);标记:键 1690 gb/t1096-2003圆头普通平键(a型); 传递的转矩为:t3823.5nm; 由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 (45钢调质)由于是同一轴的键,传递的扭矩相同,所以只需要校核短的键即可。因为d55mm ll-b112