机械设计课程设计-设计带式运输机传动装置.doc

武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称：带式运输机传动装置的设计专业班级：学生学号：学生姓名：学生成绩：指导老师：秦襄培课题工作时间：2012.12.24至2013.1.111目录第一章传动装置的总体设计 . 1第二章传动零件的设计计算 . 7第三章轴的设计 . 20第四章减速箱体及其附件的设计 27参考资料 .30摘要机械设计课程是培养学生机械设计能力技术基础课课程设计则是机械设计课程重要的实践环节，其基本目的是：1通过课程设计实践，树立正确的设计思路，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识来分析和解决机械设计为体的能力。2学习机械设计的一般方法、步骤，掌握机械设计的一般规律。3进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计和绘图的训练。4培养运用现代设计方法解决工程问题的能力。前言机械设计（machine design)，根据用户的使用要求对专用机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸、润滑方法等进行构思、分析和计算并将其转化为具体的描述以作为制造依据的工作过程。机械设计是机械工程的重要组成部分，是机械生产的第一步，是决定机械性能的最主要的因素机械设计的努力目标是：在各种限定的条件（如材料、加工能力、理论知识和计算手段等）下设计出最好的机械，即做出优化设计。优化设计需要综合地考虑许多要求，一般有：最好工作性能、竣低制造成本、最小尺寸和重耻、使用中最可靠性能、最低消耗和最少环境污染这些要求常是互相矛盾的，而且它们之间的相对事要性因机械种类和用途的不同而异。设计者的任务是按具体情况权街轻重，统筹兼顾，使设计的机械有最优的综合技术经济效果。过去，设计的优化主要依靠设计者的知识、经验和远见随着机械工程基础理论和价值工程、系统分析等新学科的发展，制造和使用的技术经济数据资料的积累，以及计算机的推广应用，优化逐渐舍弃主观判断而依靠科学计算。序言设计任务书第1节 课程设计题目及要求一设计带式运输机传动装置（简图如下）图11 电机 2 传动装置 3工作机 4 输送带原始数据学号鼓轮直径D（mm）输送带速度（m/s）输出转矩T（）12031501303000.80420二、已知条件：1、 工作环境：一般条件，通风良好2、 在和特性：连续工作，近于平稳，单向运转；3、 使用期限：8年，每日两班制工作4、 运输带允许误差：5%；5、 工作效率;=0.956、 生产规模：成批生产3、 设计内容1） 设计传动方案；2） 设计减速器不见装配图（A1）3） 绘制轴，齿轮零件图各一张（高速级从动轮、中间轴）4）编写设计说明书一份7000字51第一章传动装置的总体设计一、拟定传动方案根据传动装置的要求 1.输送带由电机驱动。电机转动，经传动装置带动输送带移动。按整机布置，要求机电轴与工作击鼓轮轴平行，要求有过载保护。 2.使用寿命为5年，大修期3年。 3.工作条件：每日两班制工作，工作时连续单项运转。载荷平稳。 4.允许输送带速度偏差为5% 5.工作及效率为0.95. 6.按小批量生产规模设计。 7.鼓轮直径D=300mm ，输送带速度v=0.80m/s ，输出转矩T=420Nm初选三种二级传动方案，如下：方案（a）图2方案（b） 图3方案(c)图4 1）系统方案总体评价方案（a）成本相对较高。方案（b）结构较复杂。方案(c)中，若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小，结构简单，总传动比大。因此，在两个方案比较下，方案（c）比较合理。2）最终确定方案（c），结构如图。两级圆柱齿轮传动该方案的优点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。二、电动机选择1.电动机类型和结构型式选择由工作条件，一般选用Y系列三相交流异步电动机，结构为卧式封闭结构。2.电动机容量的选择（1）卷筒转速：n=工作机主动轴所需功率：（2） 设计方案的总效率：=V带传动：，滚动轴承：，圆柱式闭式斜齿轮：，弹性联轴器：，滚筒效率：。(3)电动机的输出功率(4)电动机的额定功率，查表取3、电动机的转速现推算出电动机转速的可选范围，V带传动比为24，单级圆柱齿轮式的传动比为36，展开式两级圆柱齿轮减速器传动比为860.，则电动机转速可选范围为，综合考虑电动机工作的安全性，可见同步转速为750rpm.1000rpm1500rpm均符合要求，可选用两种进行比较，列表如下：方案电机型号额定功率电机转速电机质量（Kg）传动装置的传动比同步（rpm）满载(rpm)总传动比V带传动双级减速器高速级齿轮1Y100L-43150014203831.62.512.642Y132S-6310009606321.32.58.55根据表中数据两个各方案可行，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，采用型号为Y132S-6三、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1、电动机总传动比：i2、各级传动比的分配：经查表按推荐的传动比合理范围，V带轮的传动比二级圆柱斜齿轮减速器传动比，取V带传动比，则二级圆柱齿轮减速器的传动比为。因此高速级传动比和低速级传动比经计算得到速度偏差=0.4%小于5%3、传动装置的运动和动力参数的计算电动机为0轴，减速器高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，卷筒轴为4轴.（2）各轴输入功率（3） 各轴转矩表1 传动装置运动和动力参数计算结果项目电动机0高速轴中间轴低速轴转速（n/rpm）142064519476功率（P/KW）32.882.772.66转矩（T/（Nm）20.1842.64136.36334.25传动比2.24.063.11效率0.960.960.96第二章传动零件的设计计算一、V带传动的设计计算1.已知条件传递的额定功率；小带轮转速大带轮转速2.设计内容选择带的型号确定基准长度根数中心距基准直径以及结构尺寸初拉力和压轴力。3.设计步骤：1）确定计算功率此输送机每日两班制工作，由书P156表8-8查得，工作情况系数计算功率2）选择V带型号根据功率和小带轮转速由书P150图8-11选取带的带型为A型V带3）确定带轮的基准直径，并验算带速V初选小带轮基准直径根据V带的带型由书P157选取小带轮基准直径验算带速而带速不宜过高或过低，一般,所以带的速度合适。大带轮的基准直径4）确定中心距并选择V带的基准长度长Ld根据式8-20 初定中心距由式8-22计算带所需的基准长度由表8-2选择带的基准长度计算实际中心距确定中心距调整范围中心距满足变化范围: 5）验算小带轮包角主动轮上的包角合适6）计算带的根数z1)，单根V带的额定功率为2)额定功率增量为3)包角系数4)长度系数则5)V带的根数，取3根7）计算单根V带的初拉力的最小值查表8-3得Z带单位长度质量应使带的实际初拉力8） 计算带传动的压轴力Fp=9）带轮的设计结构带型功率带速中心距基准长度小带轮包角根数带轮直径小带轮大带轮A3.67.4336912503100220第三章传动齿轮的设计1.齿轮的材料，精度和齿数选择1）按传动装置所示，选用斜齿圆柱齿2）因传递功率不大，转速不高，齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。3）材料选取，小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBs，大齿轮材料为45号钢，硬度为240HBs，二者材料硬度差为40HBs，均用软齿面。4）考虑传动的平稳性，高速级小齿轮齿数取，低速级小齿轮的齿数为，齿数比，则高速级大齿轮的齿数，取，低速级大齿轮齿数，取5）初选螺旋角为2.高速轴斜齿轮设计1.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即1） 确定公式内的各个计算值试选选取区域系数计算小齿轮传递的转矩选齿宽系数查得材料的弹性影响系数计算接触疲劳强度用重合度系数计算螺旋角系数计算接触疲劳许用应力按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限应力为，大齿轮的接触疲劳极限应力为计算应力循环次数查得接触疲劳寿命系数，取失效概率为1%，安全系数S=1取两者中的较小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2） 试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1） 计算圆周速度2）计算齿宽b及模数3）计算实际载荷系数由表10-2查的使用系数根据、7级精度，由图10-8查得动载系数齿轮的圆周力小于100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数，则实际载荷系数4）由式（10-22），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数2.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算模数，即1） 确定公式中的各参数值试选由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由图（10-17），得齿形系数，由图（10-18），得应力修正系数，由图（10-24），得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为，由图（10-22），得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2） 试算模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备计算圆周速度计算齿宽计算宽高比2）计算实际载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数由查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合查图10-13，得则载荷系数为3） 由式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数从标准中就近取,按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数，取，取与互质3.几何尺寸计算（1）计算中心距考虑模数从1.917mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整至120mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）小、大齿轮的分度圆直径mm（4）计算齿轮宽度取，3.低速轴直齿轮设计1.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即3） 确定公式内的各个计算值试选选取区域系数小齿轮传递的转矩选齿宽系数查得材料的弹性影响系数计算接触疲劳强度用重合度系数计算螺旋角系数计算接触疲劳许用应力按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限应力为，大齿轮的接触疲劳极限应力为计算应力循环次数查得接触疲劳寿命系数，取失效概率为1%，安全系数S=1取两者中的较小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即4） 试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径2） 计算圆周速度2）计算齿宽b及模数3）计算实际载荷系数由表10-2查的使用系数根据、7级精度，由图10-8查得动载系数齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数，则实际载荷系数4）由式（10-22），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数2.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算模数，即4） 确定公式中的各参数值试选由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由图（10-17），得齿形系数，由图（10-18），得应力修正系数，由图（10-24），得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为，由图（10-22），得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取5） 试算模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备计算圆周速度mm计算齿宽计算宽高比2）计算实际载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数由查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合查图10-13，得则载荷系数为6） 由式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数从标准中就近取,按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数，取，取与互质3.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径mm mm（2）计算中心距齿宽取大齿轮齿宽为高速级低速级参数小大小大齿数z22912270模数m2233螺旋角13.313.3分度圆直径（mm）4618866210齿宽（mm）51467365中心距（mm）第4章 轴的设计校核1. 选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故低速轴和中间轴选择45钢,调质处理；高速轴选择40Cr钢，调质处理。2. 初估轴径查表15-3，取高速轴 =18.48mm，取21mm中间轴 =27.2mm，取30mm低速轴 =36.6mm，取40mm考虑到三个轴均要安装键槽，所以轴的直径需要增加5-10%，并且低速轴的最小直径就是联轴器的直径。3.轴的结构设计 图5高速轴的结构设计1. 各轴段直径的确定1) 最小直径，安装大带轮的外伸轴段，=21mm。2) 密封轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度h=（0.070.1），选取=25mm。3) 滚动轴承处轴段，=30mm4) 为过渡轴承段，轴承采用脂润滑，并且考虑到封油盘的轴向定位，取=34mm。5) 齿轮处轴段，由于齿轮的直径比较小，采用齿轮轴结构。两者处理方式相同，且均为45钢，调质处理，=50.6) 的取值与的相同，=34mm。7) 的取值与的相同，=30mm。2. 各轴段长度的确定1) 由大带轮的毂孔宽度B=48mm确定，=48mm。2) =40+13=50mm。3) =14mm。4) =96.5mm。5) =51mm。6) 取=32mm。3. 键的尺寸设计选用普通平键，尺寸为8756mm4. 齿轮与轴的配合为，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m65. 查表取倒角为1mm，轴间角半径为R=1mm中间轴的设计图6 中间轴齿轮轴示意图1. 各轴段直径的确定1) 最小直径，滚动轴承处轴段，=30mm2) 高速大齿轮轴段，取=38mm。3) 轴环，根据轴向定位要求=30mm。4) 为低速级小齿轮轴段，=73mm。2. 各轴段长度的确定1) =40.5mm。2) =46mm。3) =4mm。4) =73mm。5) =4mm。6) =32mm。3. 键的尺寸设计选普通平键，尺寸为：bhl=12840mm4. 齿轮与轴的配合为，半联轴器与轴配合为，轴承与轴过度配合，轴的尺寸公差为m6,。倒角为1.245，圆角为R1.2。低速轴的结构设计图7 低速级齿轮轴示意图1. 各轴段直径的确定1) 最小直径，安装联轴器的外伸轴段，=40mm。2) 为密封轴段，=46mm。3) 为滚动轴承轴段，=55mm，所以选取代号为6011的滚动轴承，其尺寸为dDB=509018mm。4) 过渡段，考虑到轴承拆装问题，所以=64mm。5) 为轴肩段，考虑到大齿轮的轴向定位，=72mm。6) 为大齿轮轴段，=64mm。7) 为滚动轴承轴段，=55mm。2. 各轴段长度的确定1) 由联轴器的毂孔长度84mm决定，故=82mm。2) 由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，=45mm。3) 由滚动轴承决定，=20mm。4) 考虑到轴承的轴向固定，所以=68.5mm。5) =10mm。6) 由高速级大齿轮毂孔的长度决定，=61mm。7) 为滚动轴承轴段，=49mm。3. 键的尺寸设计由表6-1,，可得联轴器处键的尺寸为bhl=14970mm。大齿轮处的键的尺寸为bhl=181163mm。4. 齿轮与轴的配合为，半联轴器与轴配合为，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6,。倒角为245轴间圆角半径为R2。表5减速器零件的位置尺寸代号名称取值mm代号名称取值mm齿顶圆至箱体内壁的距离11H减速箱中心高188齿轮端面至轴承内端面距离10e轴承端面凸缘厚度10大齿轮齿顶圆至箱体内壁距离10轴承座内端面到轴承孔端面的距离60箱底至箱内壁的距离10轴承座内端面之间的距离232.5中间轴两齿轮的轴向距离67箱体轴承孔端面之间的距离352.5大齿轮齿顶至内壁35第四章 润滑方式、润滑油拍好及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查表7-1，选用圈损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。由于滚动轴承的速度比较低，所以可以用脂润滑。查表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987）,代号L-XAMHAI。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间防止封油盘。输入轴和输出轴处用毡圈密封。第五章箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮校核质量，大端盖分机体采用配合。减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径16.968地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径12.726机盖与机座联接螺栓直径10轴承端盖螺钉直径8/6/6视孔盖螺钉直径6定位销直径至外机壁距离查机械课程设计指导书表426至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表424外机壁至轴承座端面距离57轴承旁凸台半径大齿轮顶圆与内机壁距离11齿轮端面与内机壁距离10机盖机座肋厚轴承端盖外径140轴承旁联结螺栓距离在机体联结凸缘的长度方向各1机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm；为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。3机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5mm，机体外型简单，拔模方便。4对附件设计A视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。B油螺塞：放油孔位于油池底部，并安排在减速器未与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而滋出。D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔上安装通气器，以便达到体内外压力平衡。E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一个圆锥定位销，以提高定位精度。G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。第六章课程设计心得体会这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。1机械设计是机械工业的基础，是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、C