带式运输机传动装置的设计.doc

课程设计说明书课程名称： 机械设计 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 专 业：机械设计制造及其自动化 班级：机械1002学生姓名:毛伟强 学 号: 1012110201指导教师: 邱显焱 湖南工业大学科技学院教务部 制 2013年3月2日 目录1、 任务书 32、 选择电动机 3三、传动比分配 4四、动力运动参数计算 5五、高速级齿轮传动设计 6六、低速级齿轮传动设计10七、轴（输入轴）及其轴承寿命校核 14八、2轴（中间轴）及其轴承寿命校核 18 九、3轴（输出轴）及其轴承寿命校核 25 十、箱体结构尺寸33十二、设计总结34十二、参考文献34一、任务书1.带式动运输机工作原理 带式动运输机传动示意图如右图所示：2.已知条件 （1）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35； （2）使用折旧期：8年; （3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修; （4）动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V； （5）运输带速度允许误差：5%； （6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批生产。 3.设计数据运输带工作拉力F(N)运输带工作速度(m/s)卷筒直径D（mm）24001.1350 4.传动方案二级展开式圆柱齿轮减速器传动方案如下图：5设计内容 1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置； 2）完成减速器装配图一张（A0或A1）； 3）零件工作图1-3张； 4）编写课程设计说明书1份。二、选择电动机查表1-5得各机构传动和摩擦副效率如下： 每对轴承的传动效率：0.99 圆柱齿轮的传动效率：0.97 弹性联轴器的传动效率：0.99 卷筒的传动效率：0.96工作机输出功率为： 总效率：= 电动机输出功率： 根据手册表12-1取电动机为： 满载转速1440三、传动比分配 III轴转速即IV轴转速：总传动比i: 分配各轴传动比，由表1-6和展开式二级圆柱齿轮减速器推荐 取 则 四、动力运动参数计算1. 各轴转速：2. 各轴输入功率：3. 各轴输入转矩：根据以上数据可列出下表： 电动机（0轴）I轴II轴III轴IV轴 转速（）144014402406060 功率 （）4（额）3.11（实）3.082.962.842.78 转矩（）20.6320.43117.78452.03442.48传动比1641效率0.990.960.960.98五、高速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型为直齿圆柱齿轮传动2.选用8级精度（GB10095-88）3.材料热处理选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数120，大齿轮齿数，取Z2=120。5.按齿面接触强度设计：(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩 由表10-7选取齿宽系数 由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限计算应力循环次数由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，得（2）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽 计算齿宽与齿高之比模数：齿高：计算载荷系数K根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数由于是直齿轮，由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 由于=8.89 ，查图10-13得故载荷系数: 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得：计算模数6按齿根弯曲疲劳强度设计 ） 确定公式内的各计算数值（1）由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 (3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4 （4）计算载荷系数 (5)查取齿形系数由表10-5查得（6）查取应力校正系数由表10-5查得 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数据大（7）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.32mm并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数。 大齿轮齿数：这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。7几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径 (2) 计算中心距 (3) 计算齿轮宽度 取六、低速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型为斜齿圆柱齿轮传动2.选用8级精度（GB10095-88）3.材料热处理选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数320，大齿轮齿数。5.按齿面接触强度设计： (1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数由图10-30选取区域系数由图10-26查得 ； 则 计算小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限计算应力循环次数由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽 计算齿宽与齿高之比模数：齿高：计算纵向重合度 计算载荷系数K根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-4查得 由图10-13查得 由表10-3查得由表10-2查得使用系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得：计算模数6按齿根弯曲疲劳强度设计 ） 确定公式内的各计算数值（1）计算载荷系数 （2） 根据纵向重合，从图10-28查得螺旋角影响系数（3） 计算当量齿数 （4）查取齿形系数由表10-5查得 （5）查取应力校正系数由表10-5查得 （6）计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限，由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S1.4 （7） 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数据大 （8）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数mn大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.12mm并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数。 取Z3=26，大齿轮齿数：这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。7几何尺寸计算（1） 计算中心距 将中心距圆整为168mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 由值改变不大故参数等不必修正（3）计算分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 取7、 轴（输入轴）及其轴承寿命校核 1求作用在齿轮上的力 2初定轴的最小直径与联轴器的选择 选轴的材料为45，调质处理，根据表15-3，取 考虑键槽对轴强度的削弱则轴径为：轴最小直径为安装联轴器处的轴径。为了使所选直径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表14-1，取则查机械设计手册选用GB/T 5014-2003中的LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250Nm。半联轴器的孔径，故轴最小直径，半联轴器长度为L1=42mm，与轴配合的毂孔长度为L30mm。3.轴的结构设计1）装配方案如图轴1：）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径左端用轴用挡圈定位，轴用挡圈直径D=28mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L=30mm。为了保证轴用挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II轴段长度比L1略小LI-II=28mm。（2）初选型号6005的深沟球轴承。由机械设计手册得dDb=25mm47mm12mm故dIII-IV=dVII-VIII=25mm 而轴承采用轴肩定位，由手册上查得6005型轴承所需轴肩 (3)取安装齿轮处轴段V-VI的直径，因齿根圆直径。查手册表4-1得键槽深，齿根圆到键槽底面的距离，所以做成齿轮轴。 (4) 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆便于对轴承润滑取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离故取 。 （5）取齿轮距箱体内壁距离为a=16 ，直齿轮与斜齿轮之间距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，距箱体内壁一段距离s取s=8mm如图1。则 3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接 按 由手册表4-1得平键bh=5mm5mm 图1键槽长为16mm半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向由过渡配合来保证，此处选直径公差为m5。 4）确定圆角，倒角如图轴1所示： 轴14求轴上的载荷：轴的受力情况及弯矩图扭矩图如图1-2所示： 图1-2从轴的弯扭图可以看出C截面是危险截面，图中各应力如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=275.1N FNH2=772.9NFNV1=100N FNV2=281N弯矩MMH=40577.2NmmMV=14750Nmm 总弯矩扭矩TT1=20430Nmm5.抗弯扭合成应力校核轴的强度 因为扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的应力计算： 前已知选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa.0.07d故取h=2.5mm则dIII-IV=45mm。（2）由图1 可得： 3）轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按 由手册表4-1得平键bhL=10mm8mm32mm，同时齿轮与轴的配合为。角接触球轴承与轴的周向由过渡配合来保证，此处选直径公差为n6。 4）确定圆角，倒角如图轴2所示：查表15-2，取轴端角为1.245。 轴24求轴上的载荷：轴的受力情况及弯矩图扭矩图如上图图2-2所示：从轴的弯扭图可以看出C截面是危险截面，图中各应力如下表：载荷水平面H垂直面V支反力F FNH1=2607N FNH2=1915N FNV1=943N FNV2=9N弯矩M MH1=165544.5NmmMH2=92877.5Nmm MV1=59880.5NmmMV2=30530.5NmmMV3=436.5Nmm总弯矩 M1=176041.6Nmm M2=16836.2NmmM3=92878.5Nmm 扭矩T T2=117780Nmm5.抗弯扭合成应力校核轴的强度 因为扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的应力计算： 前已知选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa.0.07d故取h=6mm则dIII-IV=77mm。轴环宽度b1.4h,取。 (4)取轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆便于对轴承润滑取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离故取 。 （5）取齿轮距箱体内壁距离为a=16 ，直齿轮与斜齿轮之间距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，距箱体内壁一段距离s取s=8mm如图1。则 3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位匀采用平键连接，齿轮与轴按 由手册表4-1得平键bhL=18mm11mm56mm,同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性选取齿轮轮毂与轴的配合为（手删表17-2）;同样半联轴器与轴的连接选取平键bhL=14mm9mm63mm，半联轴器与轴的配合为。轴承与轴的周向由过渡配合来保证，此处选直径公差为m6。 4）确定圆角，倒角：查表15-2，取轴左端角为245，右端倒角为1.645。各轴肩圆角如图轴3：4求轴上的载荷：轴的受力情况及弯矩图扭矩图如图3-2所示：图3-2从轴的弯扭图可以看出C截面是危险截面，图中各应力如下表：载荷水平面H垂直面V支反力F FNH1=2276N FNH2=1097N FNV1=248N FNV2=1017N弯矩M MH=137698Nmm MV1=15004NmmMV2=127715Nmm总弯矩 M1=138513Nmm M2=187808Nmm 扭矩T T3=452030Nmm5.抗弯扭合成应力校核轴的强度 因为扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的应力计算： 前已知选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa.1.29mm齿轮端面与箱体内壁距离228 mm两齿轮端面距离4=2020 mmdf,d1,d2至外机壁距离见表11-2C1f=24mmC11=20mmC12=14mmdf,d1,d2至凸台边缘距离见表11-2C2f=22mmC21=18mmC22=12mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=46mmK1=38mmK2=26mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d115mm箱盖，箱座肋厚0.85;m0.85=5mmm=6mm轴承旁凸台高度h根据结构要求确定50mm十二、设计总结 机械设计课程设计是机制专业的主要课程之一，它要求学生能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 毫无疑问，设计的过程是艰苦的，但苦中有乐。这次的设计是减速器，减速器在机械工业中应用范围十分广泛，其结构并不复杂，工作原理也显而易见，但就是这样一个看似简单的减速器在实际着手设计过程中却会遇到重重地麻烦和困扰。我们需要查阅大量书籍和资料，做到设计上的每一个数据都有合理的解释。通过这次设计，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。 通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。第一，设计过程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，