汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置-课程设计.doc

汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置-课程设计汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置目 录一.设计任务书-2-3二.拟定传动方案及说明-3三.电动机的选择和计算-4-6四.确定传动装置的总传动比和分配传动比-6-7五.计算传动装置的运动和动力参数-7-9六.设计V带和带轮-10-11七.齿轮的设计-11-23八.轴的设计和验算-23-32九.键的选择与校核-33十.滚动轴承的选择与校核-33-34十一.联轴器的选择-34十二.减速器附件的选择-35十三.润滑与密封-35十四.参考文献-36十五.设计小结-687一.设计任务书题目：汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置传动系统示意图如下图所示：原始数据： 运输带主动轴转矩T=1700N.m 运输带工作速度v=0.85m/s滚筒直径D=380mm 每日工作时数T=16h使用折旧期y=8已知条件： 1. 工作情况：传动不逆转，工作有轻微冲击，要求减速器沿输送带运动方向具有较小尺寸，允许运输带速度误差为 ;2. 滚筒效率： =0.96(包括滚筒与轴承的效率损失)；3. 工作环境：室内，灰尘较大；4. 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V;5. 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；已给方案：外传动机构为V带传动；减速器为两级同轴式圆柱齿轮减速器；二.拟定传动方案及说明 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。由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：同轴式减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，轴较长，刚度较差。两大齿轮浸油深度可以大致相同，有利于浸油润滑。轴线可以水平，上下或铅垂布置。687汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置三.电动机的选择和计算 1）选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2）选择电动机的容量电动机所需工作功率按公式为P = KW又由公式可得 P = KW 因此可以得到 P = KW由电动机至运输带的传动总效率为 式中： 带传动效率：0.96每对轴承传动效率：0.98圆柱齿轮的传动效率：0.97联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96所以可得 则 P = = KW3)确定电动机转速卷筒轴工作转速为 n= 按机械设计课程设计指导书表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比 ，二级圆柱齿轮减速器传动比 ，则总传动比合理范围为 ，故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750,1000,1500和3000r/min。方案电动机型号额定功率同步转速r/min额定转速r/min重量总传动比1Y160M1-29KW30002930117Kg68.552Y160M-49Kg34.163Y160L-69KW1000960195Kg22.704Y180L-89KW750730250Kg17.08根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y160M-4，其主要参数如下：型 号额定功率 KW 满 载 时转 速r/min电 流 A效 率 %Y160M-4 11 1460 22.6 88%功率因素起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩中心高H 160轴伸尺寸 D E 0.84 7.0 2.2 2.3 42 110 四.确定传动装置的总传动比和分配传动比 1）总传动比 2）分配传动装置传动比 式中 分别为带传动和减速器的传动比。 为使V带传动外轮廓尺寸不致过大，初步取 =2.8，则减速器传动比为： 3）分配减速器的各级传动比按同轴式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可有手册图12同轴式曲线查得 ， 五.计算传动装置的运动和动力参数 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴 。以及 为相邻两轴间的传动比； 为相邻两轴间的传动效率； 为各轴的输入功率（KW）； 为各轴的输入转矩(N.M)；为各轴的转速（r/min），则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。具体标记如下图所示汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置1）各轴转速 由公式可得： 轴 轴 轴 卷筒轴 2）各轴输入功率 由公式可得 轴 轴 轴 卷筒轴 -轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98。3)各轴输入转矩 电动机输出转矩 则 轴 轴 轴 卷筒轴 -轴的输入转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98。运动和动力参数计算结果整理于下表轴名功率P KW转矩T Nm转 速 r/min传动比效率输入输出输入输出电动机轴 - 9.4 -61.4914602.80.96轴9.028.84165.29161.98521.434.950.95轴8.588.41777.77762.21105.342.460.95轴8.168.001818.81782.4242.8210.97卷筒轴7.927.761734.7170042.82六.设计V带和带轮1）定V带型号和带轮直径工作情况系数 由教材书表11.5 计算功率 选带型号 由教材书图11.15 A型小带轮直径 由教材书表11.6 取 mm大带轮直径 设 取 mm大带轮转速 验算带速 在5m/s25m/s之间，带速合适2）计算带长求 求 初取中心距 带长 基准长度 由教材书图11.4 3）求中心距和包角中心距 小带轮包角 4）求带根数 上式数值均查教材书所得 则取Z=6根5）求轴上载荷张紧力 上式中q=0.1轴上载荷 带轮结构 略七.齿轮的设计高速级大小齿轮的设计 因为传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，平均硬度260HB，大齿轮用45钢，调质处理，平均硬度240HB。计算步骤如下：一.齿面接触疲劳强度计算1）初步计算 齿宽系数 接触疲劳极限Hlim 由教材书图12.17c Hlim1710Mpa Hlim2580Mpa初步计算的许用接触应力 H H1= 汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置H2= 值 由表12.16， 取 =91初步计算的小齿轮直径 取 =84mm初步齿宽b b= =84mm2）校核计算圆周速度 精度等级 由表12.6 选8级精度齿数z和模数m 初取齿数 ; ；有表12.3 取m=3 则 ； 使用系数 由教材书表12.9查得动载系数 由教材书图12.9查得齿间载荷分配系数 由表12.10先求 由此得 齿向载荷分布系数 由表12.11载荷系数K 弹性系数 由表12.12 节点区域系数 由图12.16 接触最小安全系 由表12.14 总工作时间 应力循环次数 由表12.15，估计 ； 则指数m=8.78原估计应力循环次数正确接触寿命系数 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，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还应再进行验算。3）确定传动主要尺寸 实际分度圆直径d 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即 中心距 齿宽b b= =84mm 取 齿顶圆直径 齿根圆直径 二）齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分布系数 b/h=84/(2.253)=12.4 由图12.14 得 载荷系数 齿形系数 由图12.21可得应力修正系数 由图12.22可得弯曲疲劳极限 由12.23c得弯曲最小安全系数 由表12.14可得应力循环次数 由表12.15，估计 ,则指数 m=49.91 原估计应力循环次数正确 弯曲寿命系数 由图12.24得 尺寸系数 由图12.25可得许用弯曲应力 验算 传动无重过载，故不作静强度校核低速级大小齿轮的设计因为传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，平均硬度260HB，大齿轮用45钢，调质处理，平均硬度240HB。计算步骤如下：一）齿面接触疲劳强度计算1）初步计算 齿宽系数 接触疲劳极限Hlim 由教材书图12.17c Hlim1710Mpa Hlim2580Mpa初步计算的许用接触应力 H 汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置H1= H2= 值 由表12.16， 取 =82初步计算的小齿轮直径 取 =144mm初步齿宽b b= =144mm2）校核计算圆周速度 精度等级 由表12.6 选9级精度齿数z和模数m 初取齿数 ; ；有表12.3 取m=4 则 ； 使用系数 由教材书表12.9查得动载系数 由教材书图12.9查得齿间载荷分配系数 由表12.10先求由此得 齿向载荷分布系数 由表12.11载荷系数K 弹性系数 由表12.12 节点区域系数 由图12.16 接触最小安全系 由表12.14 总工作时间 应力循环次数 由表12.15，估计 ； 则指数m=8.78原估计应力循环次数正确接触寿命系数 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，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还应再进行验算。3）确定传动主要尺寸 实际分度圆直径d 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即 中心距 齿宽b b= =1444mm 取 齿顶圆直径 齿根圆直径 二）齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分布系数 b/h=144/(2.254)=14.4 由图12.14 得 载荷系数 齿形系数 由图12.21可得应力修正系数 由图12.22可得弯曲疲劳极限 由12.23c得弯曲最小安全系数 由表12.14可得应力循环次数 由表12.15，估计 ,则指数 m=49.91 原估计应力循环次数正确 弯曲寿命系数 由图12.24得 尺寸系数 由图12.25可得汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置传动无重过载，故不作静强度校核则高速级大齿轮的结构尺寸由下表所示 大齿轮结构尺寸名 称结构尺寸经验计算公式结果/mm毂孔直径d由中间轴设计d=d2460轮毂直径D3D3=1.6d96轮毂宽度LL=(1.21.5)d=14418080腹板最大直径D0D0d0-(1014)m370板孔分布圆直径D1D1=(D0+D3)/2233板孔直径D2D2(0.250.35) (D0-D3)50腹板厚度CC=(0.20.3)B20下表为高速级和低速级齿轮传动的尺寸高速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm法面模数m3齿数z1z228139传动比i14.95分度圆直径d1d284417齿顶圆直径da1=d1+2ha*mda2=d2+2ha*m90423齿根圆直径df1=d1-2(ha*+c*)mdf2=d2-2(ha*+c*)m76.5409.5中心距a= m(z1+z2)/2250齿宽B1=b+5B2=b8684低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm法面模数m4齿数Z3Z43689传动比i22.46分度圆直径d3d4144356齿顶圆直径da3=d3+2hamda4=d4+2ham152364齿根圆直径df3=d3-2(ha*+c*)mdf4=d4-2(ha*+c*)m134346中心距a= m(z1+z2)/2250齿宽B3=b+5B4=b150144八.轴的设计和验算一）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： 。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%7%，两个键槽时，d增大10%15%。 值由所引用教材表2-6确定：高速轴 ，中间轴 ，低速轴 。高速轴： ，因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则： ，取为整数 。 中间轴： 因中间轴最小直径安装滚轮动轴承，取为标准值 。低速轴： ，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则： ，参见联轴器的选择，取为联轴器的孔径， 二）轴的结构设计1.高速轴的结构设计1）各轴段直径的确定d11:最小直径,安装大带轮的外伸轴段,d11=d1min=35mmd12:密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求,定位高度h=(0.070.1) d11,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封),d12=45mm汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置d13:滚动轴承处轴段,d13=45mm.滚动轴承选取7009,其尺寸为dDTB=45mm85mm20mm19mm d14:高速级小齿轮轴径,d14=50mm d15:滚动轴承处轴段,d15=d13=40mm2)各轴段长度的确定 L11由大带轮的毂孔宽度B=80mm确定,l11=78mm L12由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,l12=68mm L13由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,l13=42mm L14由装配关系、箱体结构等确定,L14=82mm L15由高速级小齿轮宽度B1=75mm确定,L15=42mm L16由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,L16=50mm3）细部结构设计由表10-1查出高速级大齿轮处键 （ ）；低速级小齿轮处键 （ ）；齿轮轮毂与轴的配合选为 ； 滚动轴承与轴的配合采用过度配合，此轴段的直径公差选为 。2.中间轴的结构设计 (1)各轴段直径的确定 d21:最小直径，滚动轴承处轴段,d21=d2min=50mm,滚动轴承选取30210,其尺寸为dDTB=50mm95mm21.75mm20mm d22:高速级大齿轮轴段,d22=60mm d23:轴环,根据齿轮的轴向定位要求,d23=65mm d24:低速级大齿轮轴段，d24=60mm d25:滚动轴承处轴段，d25=d21=50mm (2)各轴段长度的确定 L21:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,L21=45mm L22:由高速级大齿轮的毂孔宽度B3=80mm确定,L22=76mm L23:过渡轴段，L23=85mm L24:由低速级小齿轮的毂孔宽度B4=150mm确定,L24=148mm (3)细部结构设计 由表查出高速级大齿轮处键bh-L=1811-70;低速级小齿轮处键bh-L=1811-110;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50m6;查表得,各轴肩处的过渡圆角半径见图,查表得,各倒角为C2;参考表17-10，各轴段表面粗糙度见图f-18.低速轴的结构设计 低速轴轴系的结构见减速器草图所示 (1)各轴段直径的确定 d31:滚动轴承处轴段,d31=60mm,滚动轴承选取30212,其尺寸为dDTB=60mm110mm23.75mm22mm d32:低速级大齿轮轴段,d32=65mm d33:轴环,根据齿轮的轴向定位要求,d33=20mm d34:过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d34=65mm d35:滚动轴承处轴段,d35=d31=60mm d36:密封处轴段,根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈内的标准(拟采用毡圈密封),d36=64mm d37:最小直径,安装联轴器的外伸轴段,d37=d3min=65mm (2)各轴段长度的确定 L31:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,L31=40mm L32:由低速级大齿轮的毂孔宽B4=144mm确定,L32=130mm L33:轴环宽度,L33=10mm L34:由装配关系、箱体结构等确定,L34=60mm L35:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,L35=35mm L36:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,L36=45mm L37:由联轴器的毂孔宽L1=110mm确定,L37=100mm (3)细部结构设计略，参见中间轴三）轴的校核 中间轴的校核（一）计算轴上的作用力齿轮3： 齿轮2： （二）计算支反力1.垂直面支反力（XZ平面）由绕支点B的力矩和 ,得： 同理,由绕支点A的力矩和MAV=0得 由轴上的合力FV=0,校核: FRBV+FRAV+Fr2-Fr3=-134+1456-3719+2397=0,计算无误。2.水平面支反力(XY平面)参看图汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置由绕支点B的力矩和MBH=0得： 同理,由绕支点A的力矩和MAH=0得: 由轴上的合力FH=0,校核Ft2+Ft3-FAH-FRBH=10217+4000-6325-7892=0N,计算无误。3.A,B点总支反力(四)绘转矩、弯矩图1.垂直面内的弯矩图参看图C处弯矩: MCV=-FRAV*L1=-13460=-8040ND处弯矩：MDH=-FRBH*L3=2397107=256479N2.水平面内的弯矩图参看图 C处弯矩:MCH=-FRAH*L1=-632560=-379500Nmm D处弯矩:MDH=-FRBH*L3=-7892107=-844444Nmm3.合成弯矩图,参看图 C处:MC=(MCV2+MCH2)1/2=(80402+3795002)1/2=379585Nmm D处:MD=(MDV2+MDH2)1/2=(2564792+8444442)1/2=882535Nmm4. 转矩图 T2=T=777770Nmm5.当量弯矩图,参看图 因为是单向回转轴,所以扭转切应力视为脉动循环变应力,折算系数=0.6 T2=0.6777770=466662Nmm C处:MC=MC右2+(T2)21/2=553044Nmm D处:MD=MD左2+(T2)21/2=998319Nmm弯矩图见下 （五）弯矩合成强度校核 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度 ca= MC/WMC/(0.1 )=46.22Mpa根据选定的轴的材料45钢,调质处理,由所引用教材表查得-1=60MPa.因ca-1,故强度足够。(六)安全系数法疲劳强度校核 对一般减速器的转轴仅使用弯扭合成强度校核即可，而不必进行安全系数法校核.本处仅对安全系数校核法作应用1.判定校核的危险截面对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析C截面是危险截面。对C截面进行校核。2.轴的材料的机械性能 根据选定的轴的材料45钢，调质处理，由所引用表查得： , , .取 ， 。3.C截面上的应力因C截面有一键槽b*h=18*11,t=7,所以:抗弯截面系数W=3.14d3/32-bt(d-t)2/2d=3.14603/32-187(53)2/260=18346mm 抗扭截面系数WT=3.14d3/16-bt(d-t)2/2d=39440mm 弯曲应力幅a=Mc/W=882535/18246=48.37MPa弯曲平均应力a=0 扭转切应力幅a=T2/2WT=777770/239440=9.8MPa,平均切应力m=a=9.8Mpa4.影响系数D截面受有键槽和与齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。由所引用的表用插值法求出： ，取 ，轴按磨削加工，求出表面质量系数： 。故得综合影响系数：5.疲劳强度校核所以轴在C截面的安全系数为 S=-1/ Ka+m=2.1 S=-1/ Ka+m=5.8 Sca= S S/ (S2+S2)1/2=2 许用安全系数S=1.8,故D截面强度足够.九.键的选择与校核汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置 以中间轴的细部结构设计，选定:高速级大齿轮处键1为bh-L=1811-70,标记:键1870GB/T1096-1979;低速级小齿轮处键2为bh-L=111-110,标记:键18110GB/T1096-1979;由于是同一根轴上的键,传递的转矩相同，所以只需校核短的键1即可.齿轮轴段d=60mm;键的工作长度l=L-b=70-18=52;键的接触高度k=0.5h=0.511=5.5;传递的转矩T2=777.77Nm;按所引用教材表查出键静联结时的挤压许用应力p=100MPa p=2T1000/kld=90MPap,键联结强度够.十.滚动轴承的选择与校核（一）滚动轴承的选择中间轴上的滚动轴承的选择，根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承。由中间的结构设计，d21=d25=50mm,选取30210.其基本参数查表Cr=72.2kN,Cr0=55.2kN,e=0.42,Y=1.4,Y0=0.8（二）滚动轴承的校核1.径向载荷Fr 根据轴的分析,可知:A点总支反力Fr1=FRA=6326N,B点总支反力Fr2=FRB=8248N2.轴向载荷 轴承派升轴向力由圆锥滚子轴承的计算公式Fd=Fr/2Y求出Fd1=Fr1/2Y=1382N,Fd2=Fr2/2Y=520N 因为Fd2=5201382=Fd1,所以A处1轴承被压紧,B处2轴承放松.故:Fa1=Fd2=520N,Fa2=Fd2=1382N3.当量动载荷P根据工况(无冲击或轻微冲击),由所引用教材表查出载荷系数fP=1.11轴承:因Fa1/Fr1=520/3719=0.130.42=e,由表可知P1=fP(0.4Fr1+YFa1)=4091N 2轴承:因Fa2/Fr2=0.80.42 P2= fP(0.4Fr2+YFa2)=2686N 4.验算轴承寿命 因P1大于P2,故只需验算1轴承.轴承预期寿命与整机寿命相同,为8年365天16小时=46720hLh=106/60n2(ftCr/P1)10/3=224367946720h轴承具有足够寿命十一.联轴器的选择由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，计算转矩为 根据工作要求,为了缓和冲击,保证减速器的正常工作,输出轴选用弹性柱销联轴器.考虑到转矩变化很小,按照计算转矩T小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5014-1985或手册,选用HL6型弹性柱销联轴器,其公称转矩为3150Nm,孔径d=70mm,L=142mm,L1=107mm许用转速为2100r/min,故适用.标记:HL6联轴器(JB70107/JB70107) GB/T5014-1985十二. 减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.5十三.润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十四.参考文献1.周开勤主编.机械零件手册第5版.北京