机械设计课程设计-带式运输机传动装置设计.doc

*大学*学院课程设计(论文) *大学机械设计课程设计(论文)题目: 带式运输机传动装置的设计学生姓名 专 业_ 机械设计制造及其自动化 学 号_ 班 级_ 指导教师 成 绩_ *学院 20 年 月35机械设计课程设计任务书学生姓名专业年级*级机械设计制造及其自动化*班设计题目： 带式运输机传动装置的设计设计条件：1、 运输带工作拉力F = 4000N；2、 运输带工作速度v = 1.6m/s；3、 卷筒直径D = 400mm；4、 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35C； 5、 使用折旧期：8年；6、 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；8、 运输带速度允许误差：5%；9、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、 减速器装配图1张（A1）；2、 零件工作图3张；3、 设计说明书1份。指导教师签名： 20 年 月 日说明：1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4纸）。2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计(论文)的第一页。目录1 传动装置总体设计 11.1 选择传动方案 1 1.2 选择电动机 11.2.1 选择电动机类型 11.2.2 确定电动机容量 11.2.3 确定电动机转速 1 1.3 计算总传动比和分配各级传动比 2 1.4 计算传动装置运动和动力参数 21.4.1 各轴转速 2 1.4.2 各轴功率 21.4.3 各轴转矩 22 传动零件的设计计算 32.1 第一级齿轮传动设计计算 32.2 第二级齿轮传动设计计算 73画装配草图 123.1 初估轴径 123.2 初选联轴器 12 3.3 初选轴承 123.4 箱体尺寸计算 134轴的校核计算 134.1 高速轴受力分析 144.2 中速轴校核计算 144.3 低速轴校核计算 205轴承验算 215.1 高速轴轴承验算 215.2 中速轴轴承验算 265.3 低速轴轴承验算 286键联接的选择和计算 306.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算 306.2 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算 306.3 低速轴与齿轮键联接的选择和计算 316.4 低速轴与联轴器键联接的选择和计算 311 传动装置总体设计1.1 选择传动方案二级展开式圆柱齿轮减速器该减速器结构简单，但齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度，多用于载荷比较平稳的场合，在繁重合恶劣工作条件下可长期工作，使用维护方便。1.2 选择电动机1.2.1 选择电动机类型三相鼠笼式异步电动机1.2.2 确定电动机容量计 算 及 说 明结 果工作机的效率 传动装置中各部分的效率,查表1-7 吴宗泽、罗圣国主编,第3页。8级精度的一般齿轮传动效率 弹性联轴器传动效率 齿式联轴器传动效率 球轴承传动效率 电动机至工作机之间传动装置的总效率 工作机所需功率所需电动机功率1.2.3 确定电动机转速查表13-2 吴宗泽、罗圣国主编,第155169页。,得圆柱齿轮传动单级传动比常值为35。由,得。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Y160M-6,额定功率7.5KW,满载转速970r/min,电动机极数为6.1.3 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 式中： nm电动机满载转速,r/min.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比,取.1.4 计算传动装置运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机有三轴,依次为、轴,则:1.4.1 各轴转速式中: nm为电动机满载转速,r/min; n、n、n 分别为、轴转速,r/min;为高速轴,为低速轴.1.4.2 各轴功率式中: Pd为电动机输出功率,KW; P、P、P 分别为、轴输入功率,KW；1.4.3 各轴转矩2 传动零件的设计计算2.1 第一级齿轮传动设计计算因传动无严格限制,生产批量小,故小齿轮用40Cr,调质处理,硬度241HB286HB,平均取为260HB;大齿轮用45钢,调质处理,硬度为229HB286HB,平均取为240HB.齿轮采用非对称支承结构安装。计算步骤如下:计 算 及 说 明结 果齿面接触强度计算1.初步计算转矩T1 ,齿宽系数 ,由表12.13 第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第204243页。,取Ad值,由表12.16,估计,取接触疲劳极限,由图12.17c,得初步计算的许用接触应力: 传动比,初步计算小齿轮直径d1 ,取初步齿宽b , 2.校核计算 圆周速度,精度等级 选用8级齿数、模数和螺旋角:,由表12.3,取(和估计值接近)使用系数KA 由表12.9,动载系数,由图12.9, 齿间载荷分配系数 由此得齿向载荷分布系数,由表12.11, 载荷系数,弹性系数,由表12.12, 节点区域系数,由图12.16, 重合度系数 ,由式12.31,因故螺旋角系数,接触最小安全系数,由表12.14,得(一般可靠)总工作时间,应力循环次数: 接触寿命系数,由图12.18, ,许用接触应力: 验算 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整。3.确定传动主要尺寸中心距 实际分度圆直径 齿宽 齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数: 由图12.21, ,应力修正系数 ,由图12.22,重合度系数 螺旋角系数,(当.) 故齿间载荷分配系数 , 前已求得,故齿向载荷分配系数 ,由图12.14, ,载荷系数,弯曲疲劳极限,由图12.23c, ,弯曲最小安全系数,由表12.14, 应力循环次数,弯曲寿命系数,由图12.24, ,尺寸系数,由图12.25, 许用弯曲应力 验算 传动无严重过载,故不做静强度校核。8级精度，验算合格。取b1=80mm验算合格。2.2 第二级齿轮传动设计计算因传动无严格限制,生产批量小,故小齿轮用40Cr,调质处理,硬度241HB286HB，平均取为260HB;大齿轮用45钢,调质处理,硬度229HB286HB，平均取为240HB。齿轮采用非对称支承结构.计算步骤如下:计 算 及 说 明结 果齿面接触强度计算1.初步计算转矩T2 , 齿宽系数 ,由表12.13,取Ad值,由表12.16,估计,取接触疲劳极限,由图12.17c,得初步计算的许用接触应力: 传动比,初步计算小齿轮直径d1 , ,取初步齿宽b , 2.校核计算 圆周速度, 精度等级 选用8级齿数、模数和螺旋角:,由表12.3,取(和估计值接近)使用系数KA 由表12.9,动载系数,由图12.9, 齿间载荷分配系数 由此得齿向载荷分布系数,由表12.11, 载荷系数,弹性系数,由表12.12, 节点区域系数,由图12.16, 重合度系数 ,由式12.31,因故螺旋角系数,接触最小安全系数,由表12.14,得(一般可靠)总工作时间,应力循环次数: 接触寿命系数,由图12.18, ,许用接触应力: 验算 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整.3.确定传动主要尺寸中心距 实际分度圆直径 齿宽 齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数: 由图12.21, ,应力修正系数 ,由图12.22,重合度系数 螺旋角系数,(当.) 故齿间载荷分配系数 , 前已求得,故齿向载荷分配系数 ,由图12.14, ,载荷系数,弯曲疲劳极限,由图12.23c, ,弯曲最小安全系数,由表12.14, 应力循环次数,弯曲寿命系数,由图12.24, ,尺寸系数,由图12.25, 许用弯曲应力 验算 传动无严重过载,故不做静强度校核。mmmmm/s8级精度，验算合格。取b1=110mm验算合格。表1 传动零件设计计算小结名称材料硬度齿数齿宽mn分度圆直径齿轮40Cr260HB3480mm213.72970 mm齿轮45240HB14370 mm213.729295.4mm齿轮40Cr260HB39110 mm2.512.849100mm齿轮45240HB117100 mm2.513.849301 mm3画装配草图3.1 初估轴径在画装配草图前需初估轴径,从而提高设计效率,减少重复设计的工作量,并尽可能的降低生产成本。由式16.2 第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第314页。,得各轴的最小直径分别为:式中: C为轴强度计算系数,40Cr所对应的系数为102。考虑到实际情况,可将这三轴的最小轴径定为40mm,60mm和50mm。3.2 初选联轴器联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器,由于轴的转速较高,为减小启动载荷,缓和冲击,应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器,该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求具有较大的轴线偏移补偿,因此选用齿史联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况,联轴器选择如下: 电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用HT6联轴器 ;减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GICL3联轴器 JB/T8854.32001。3.3 初选轴承轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对斜齿轮传动，经比较选择，采用三对角接触球轴承。从高速轴到低速轴，选用的轴承分别为7013AC、7012AC、7011AC，均为成组使用，面对面安装。3.4 箱体尺寸计算查表11-1 机械设计课程设计手册，吴宗泽、罗圣国主编，高等教育出版社，第146148页。，可计算出箱体各部分尺寸，具体如下：名称符号具体数值箱座壁厚10mm箱盖壁厚18mm箱盖凸缘厚度b112mm箱座凸缘厚度b15mm箱座底凸缘厚度b225mm地脚螺钉直径df20mm地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺钉直径d116mm盖与座联接螺钉直径d212mm联接螺栓d2的间距l180mm轴承端盖螺钉直径d38mm视孔盖螺钉直径d48mm定位销直径d10mm轴承旁凸台半径R124mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1262218df、d1、d2至凸缘边缘距离C2242016箱座肋厚m10mm大齿轮齿顶圆与内箱壁距离115mm齿轮端面与内箱壁距离212mm箱盖肋厚m18结合以上参数,可设计出传动装置的装配草图,其结构形式如下图所示:4轴的校核计算4.1 高速轴受力分析高速轴受力情况如下：=13.729 d1=70mmT1=69705Nmm水平受力分析: 垂直面受力分析: 4.2 中速轴校核计算中间轴结构和受力分析图如下: 中间轴材料选用40Cr钢调质, .轴的弯曲应力校核步骤如下:计 算 及 说 明结 果计算齿轮受力斜齿轮螺旋角, 转矩 T2=282477Nmm齿轮所受的力: 圆周力 径向力 轴向力 齿轮所受的力:圆周力 径向力 轴向力 计算支承反力水平面反力垂直面反力水平面受力图,如c)图所示垂直面受力图,如e)图所示 画轴弯矩图水平面弯矩图,如d)图所示垂直面弯矩图,如f)图所示合成弯矩图,如g)图所示 画轴转矩图轴受转矩T=T2转矩图,见图h) 许用应力用插入法由表16.3 ,邱宣怀主编,高等教育出版社,第310332页。,查得 应力校正系数 画当量弯矩图当量转矩 当量弯矩:在齿轮中间处在齿轮(轴头)中间处当量弯矩图,见图i) 校核轴径齿根圆直径 轴径 经检验轴所用尺寸合格。T2=282477Nmm合格。中间轴安全系数校核计算如下：计 算 及 说 明结 果以齿轮端面处危险截面为例进行安全系数校核。轴材料选用40Cr钢，。对称循环疲劳极限 脉动循环疲劳极限 等效系数 截面上的应力水平面弯矩：Mxy=1729（86-55）=53537N.mm垂直面弯矩：Mxz=4220（86-55）=130851N.mm合成弯矩： 弯曲应力幅：弯曲平均应力：扭转切应力： 扭转切应力幅和平均切应力： 应力集中系数有效应力集中系数 因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径r=2mm，由和，从附录表1中查出。表面状态系数 由附录5查出尺寸系数 由附录6查出安全系数弯曲安全系数 设为无限寿命，由式16.5得 扭转安全系数 复合安全系数 经检验轴所用尺寸合格。1=29.4S=6.751.5S合格4.3 低速轴校核计算低速轴结构和受力分析图如下: 低速轴材料选用45钢调质, .轴的弯曲应力校核步骤如下:计 算 及 说 明结 果计算齿轮受力斜齿轮螺旋角, 齿轮所受的力: 转矩 T3=816359N.mm圆周力 径向力 轴向力 计算支承反力水平面反力 垂直面反力水平面受力图,如c)图所示垂直面受力图,如e)图所示 画轴弯矩图水平面弯矩图,如d)图所示垂直面弯矩图,如f)图所示合成弯矩图,如g)图所示 画轴转矩图轴受转矩T=T3转矩图,见图h) 许用应力用插入法由表16.3,查得 应力校正系数 画当量弯矩图当量转矩 当量弯矩:在齿轮中间处 校核轴径轴径 。T3=816359N.mm低速轴安全系数校核计算如下：计 算 及 说 明结 果以截面为例进行安全系数校核。轴材料选用40Cr，。对称循环疲劳极限 脉动循环疲劳极限 等效系数 截面上的应力水平面弯矩：垂直面弯矩：合成弯矩： 弯曲应力幅：弯曲平均应力：扭转切应力： 扭转切应力幅和平均切应力： 应力集中系数有效应力集中系数 因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径r=3mm，由和，从附录表1中查出。表面状态系数 由附录5查出尺寸系数 由附录6查出安全系数弯曲安全系数 设为无限寿命，由式16.5得 扭转安全系数 复合安全系数 经检验轴所用尺寸合格。=17.11S=9.921.5S合格5轴承验算5.1 高速轴轴承验算 查手册7011AC轴承主要性能参数如下:Cr=35200N，Cor=29200N，N0=6000r/min(脂润滑),e=0.68。计 算 及 说 明结 果轴承寿命计算左边轴承径向力 右边轴承径向力 轴向力 ，方向向左附加轴向力 查表18.4 机械设计，邱宣怀主编，高等教育出版社，第360403页。，可得， 因，故左边轴承被压紧轴承轴向力 冲击载荷系数，查表18.8得因，故，又因，故，当量动载荷 基本额定寿命 因P1P2，只需计算左轴承寿命故高速级轴承满足寿命要求。 轴承载荷计算X0、Y0 查表18.12，得，当量静载荷 取两式中大值，故 取两式中大值，故安全系数S0 正常使用角接触球轴承，查表18.14，得计算额定静载荷 （Pr02Pr01只计轴承2）许用转速验算载荷系数f1 由,查图18.19，得 由，查图18.19，得载荷分布系数f2 许用转速N 均大于工作转速970r/min。经检验该轴承合格。合格。5.2 中速轴轴承验算 查手册7012AC的主要性能参数如下：Cr=36200N，Cor=31500，N0=5600r/min(脂润滑)，e=0.68。计 算 及 说 明结 果轴承寿命计算左边轴承径向力 右边轴承径向力 轴向力 ，方向向左附加轴向力 查表18.4，可得， 因，故左边轴承被压紧轴承轴向力 冲击载荷系数，查表18.8得因，故，又因，故，当量动载荷基本额定寿命因，只计算左边轴承：故中速级轴承满足寿命要求。 轴承载荷计算X0、Y0 查表18.12，得，当量静载荷 取两式中大值，故 取两式中大值，故安全系数S0 正常使用角接触球轴承，查表18.14，得计算额定静载荷 （Por1Por2,只计轴承1）许用转速验算载荷系数f1 由,查图18.19，得 由，查图18.19，得载荷分布系数f2 许用转速N 均大于工作转速194r/min。经检验该轴承合格。合格。5.3 低速轴轴承验算 查手册7013AC轴承主要性能参数如下：Cr=38000N，C0r=33800N，N0=5300r/min（脂润滑），e=0.68计 算 及 说 明结 果轴承寿命计算左边轴承径向力 右边轴承径向力 轴向力 ，方向向右附加轴向力 查表18.4，可得， 因，故右边轴承被压紧轴承轴向力 冲击载荷系数，查表18.8得因，故，又因，故，当量动载荷 基本额定寿命因，