饶轮机械课程设计最终版.doc

09材成2班景德镇陶瓷学院机械设计基础课程设计说明书 题 目： 设计带式运输机传动装置 学生名： 饶 轮 学 号： 200910340225 所在院系： 机械电子工程学院 专业班级： 09材料成型2班 指导老师： 吕冬青目 录 1 设计题目3 2 传动方案的拟定43 电动机的选择4 3.1 电动机类型的选择43.2 电动机输出功率的确定5 3.3电动机转速的确定54 总传动比和传动比的分配6 4.1 总传动比的计算6 4.2 传动比的分配65 动力参数的确定7 5.1 各轴的功率计算7 5.2 各轴的转速计算8 6 带传动的设计8 7齿轮的设计10 7.1 高速级齿轮传动的设计10 7.2 低速级齿轮传动设计138 轴的设计 15 8.1高速轴设计 15 8.2中间轴设计 17 8.3低速轴的设计 189轴的校核 19 9.1高速轴的校核计算 19 9.2中间轴的校核计算 22 9.3低速轴的校核计算 26 10 键的选择与计算 2911联轴器的选择计算 3012 箱体及其附件的设计选择301、设计题目带式输送机传动装置课程设计1.1、传动装置简图；1.2、原始数据：已知二级减速器，运输机工作运输带工作拉力F为2100N,运输带工作速度V为1.8m/s,卷筒直径D为290mm。1.3、工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差5。2、 传动方案的拟定带式运输机，机构简图如图1所示，主要由电动机、带传动、减速器、联轴器和卷筒组成。为了实现工作机预定的功能要求，工作可靠和适应外部条件，此外力求结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维修方便等原则，初步选定传动方案。第一级为带传动，第二级为二级展开式直齿圆柱齿轮减速器。带传动能缓冲、吸震，过载时有安全保护作用。二级展开式直齿圆柱齿轮减速器结构简单，圆柱齿轮易于制造，传动准确。3、电动机的选择3.1、电动机类型的选择按已知的工作要求和条件，选用Y系列全封闭笼型三相异步电动机。3.2电动机功率的确定已知运输机工作运输带工作速度V=1.8m/s，卷筒直径D=290mm,卷筒效率w=0.96。工作机所需功率Pw =FxV=2100x1.8=3780w 系统的传动效率 机构V带传动齿轮传动滚动轴承（一对）联轴器卷筒传动效率0.960.980.990.980.96符号所以： 0.960.990.990.990.980.980.980.980.960.82电动机输出功率为Pd=Pw/4.7 kw3.3、电动机转速的确定滚筒的工作转速为=47.77r/min已知带传动的传动比为i1=24，二级直齿圆柱齿轮减速器的传动比为i2=840，则总传动比i的合理范围为i=i1i216160则电动机转速的可选范围为nd=inw=(16160）47.77=（764.327643.2）r/min所选电动机型号符合这一范围的同步转速有1000r/min，1500r/min，3000r/min。方案号电动机型号额定功率Kw电动机转速r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比带减速器1Y132M1-64100096020.136.72Y112M-441500144030.14310.053Y112M-243000289060.5320.17综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及带传动和减速器的传动比，选方案2比较合适。因此选定电动机型号为Y132S-4，即电动机的额定功率Ped=4.7kw，满载转速nm=1440r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸，可在机械设计基础课程设计P90表B-2选定。 4、总传动比和传动比的分配4.1、总传动比的计算电动机的满载速度nm=1440r/min，工作机的转速nw=47.77r/min则传动装置的总传动比：i=nm/nw=1440/47.77=30.144.2 传动比的分配(1) 带传动的传动比初选i0=3则减速器的传动比i=i/i0=10.05(2) 分配减速器的各级传动比i1=(1.31.5)i2 ,取i1=1.3i2计算得i1=3.6 ，i2=2.78其中i0为带轮传动比，i1为高速级传动比，i2为低速级传动比。5、 动力参数的确定 假设将各轴由高至低依次定位1轴，2轴，3轴，4轴（电动机轴除外）。，依次为电动机轴（0轴）与1轴，1轴与2轴，2轴与3轴，3轴与4轴之间的传动效率。5.1 各轴的功率计算0轴（电动机）输入功率：Pd=3.8Kw1轴（高速轴）输入功率：=3.80.96=3.648Kw2轴（中间轴）的输入功率：=3.80.990.980.96=3.5Kw3轴（低速轴）的输入功率：=3.80.990.980.960.990.98=3.43Kw4轴（滚筒轴）的输入功率:=3.80.990.980.960.990.980.990.98=3.32Kw5.2、各轴的转速计算1轴： n1=nm/i0=1440/3=480r/min2轴： n2=n1/i1=480/3.6=133.33r/min3轴： n3=n2/i2=133.33/2.78=47.77r/min4轴： nw=n3=47.77r/min5.3、各种的输入转矩计算0轴的输入转矩 Td=9550Pd/nm=95503.8/1440=25.2Nm1轴的输入转矩 T1=9550P1/n1=95503.648/480=72.58Nm2轴的输入转矩 T2=9550P2/n2=9550 3.54/133.33=253.5Nm3轴的输入转矩 T3=9550P3/n3=95503.43/47.77=683.73Nm4轴的输入转矩 T4=9550P4/n4=95503.32/47.77=663.72Nm运动和动力参数结果如下表参数轴名电动机轴1轴2轴3轴卷筒轴转速n/(r/min)1440480133.3347.7747.77输入功率P/Kw3.83.6483.543.433.32输入转矩T/(Nm)25.272.58253.5683.73663.72传动比i33.62.781效率0.960.970.970.976、 带传动的设计（1） 选V带型号查课本机械设计基础P128表13-8得KA=1.0，则Pc=KAP1=1.03.648=3.648Kw根据Pc=3.648Kw，nm=1440r/min。由课本P219图13-15选择A型V带。（2） 求大、小带轮基准直径d2,d1(d1为主动轮，d2为从动轮）由课本P219表13-9，d1应大于或等于75mm，现取d1=90mm,d2=(1440/480)90(1-0.02)=264.6mm由课本P219表13-9取d2=265mm（3） 验算带速vv=d1nm/60000=(3.14901440)/60000=6.78m/s带速在525m/s范围内，合适。（4） 求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a0=1.5(d1+d2)=1.5(90+265)=532.5mm取a0=550mm符合0.7(d1+d2) a0 120合适。（6） 求V带根数ZZ=令nm=1440r/min，d1=90mm，查课本P214表13-3得=1.07Kw,传动比i=3查课本P216表13-5的=0.17Kw由=164查课本P217表13-7得=0.96,查课本P212表13-2得=1.01则Z=3.04取4根。（7） 求作用在带轮轴上的压力查课本P212表13-1得q=0.1kg/m= = =107.61+4.60 =112.21N作用在轴上的压力=2Z=888.7N(8) 带轮结构设计（略）7、 齿轮的设计7.1、高速级齿轮传动的设计（1） 选择材料及确定许用应力查课表P166表11-1，选择小齿轮的材料为40Cr调质，齿面硬度为280HBS，Hlim1=700MPa,=600MPa。选择大齿轮的材料为45钢调质，齿面硬度为240HBS，Hlim2=600MPa，=450MPa。由课本P171表11-5，取=1.0，=1.25H1=Hlim1/=700/1=700MPaH2=Hlim2/=600/1=600MPaF1=lim1/=600/1.25 =480 MPaF2=lim2/=450/1.25 =360MPa（2） 按齿面接触强度设计：已知i1=3.6，P1=3.648Kw，n1=480r/min,T1=72.58Nm设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.5（查课本表11-3），齿宽系数=0.8（查课本表11-6）。小齿轮上的转矩T1=7.258Nmm查课本表11-4，取=189.8，=2.5 = = 46.98 mm齿数取=17，则=3.61760模数m=/=46.98/172.8mm齿宽b=0.846.98=37.58mm，取=45mm,=50mm按课本P57表4-1取m=3mm,实际的=173=51mm,=603=180mm中心距a=（+）/2=115.5mm(3) 验算齿轮弯曲强度查课本P173图11-8，图11-9，取齿形系数 YFa1= 2.92，YSa1=1.56 ， YFa2 =2.28 ， YSa2= 1.75则=110.2MPaF1=480MPa安全。（4） 齿轮的圆周速度v=1.51m/s对照课本表11-2可选用8级精度是合宜的。（5）高速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果/mm模数m3压力角分度圆直径d151d2180齿顶圆直径d1a= d1+2h*a m=51+21357d2a= d1+2h*a m=180+213186齿根圆直径d1f= 51-23.7543.5d2f= 180-23.75172.5中心距a=m(d1+d2)/2=(51+180)/2115.5齿宽b1=dd150b2=b1-(410)455.齿轮的结构设计 小齿轮1的由于直径很小，采用齿轮轴结构。大齿轮2的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1D1=1.6d64 轮毂轴向长LL=(1.2 1.5)d50腹板最大直径D0D0=da-(1014)m172板孔分布圆直径D1D2=(D0+D3)/2118板孔直径D2D1=0.30(D0-D3) 18腹板厚CC=0.315 7.2、高速级齿轮传动的设计（1）选择材料及确定许用应力选择小齿轮的材料为40Cr调质，齿面硬度为280HBS，Hlim1=700MPa,=600MPa。选择大齿轮的材料为45钢调质，齿面硬度为240HBS，Hlim2=600MPa，=450MPa。由课本P171表11-5，取=1.0，=1.25H1=Hlim1/=700/1=700MPaH2=Hlim2/=600/1=600MPaF1=lim1/=600/1.25 =480 MPa F2=lim2/=450/1.25 =360MPa（2）按齿面接触强度设计：已知i1=2.78，P2=3.648Kw，n2=480r/min,T2=253.5Nm设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.5（查课本表11-3），齿宽系数=0.8（查课本表11-6）。小齿轮上的转矩T1=2.535Nmm查课本表11-4，取=189.8，=2.5 = = 58.8mm齿数取=17，则=2.781748模数m=/=58.8/173.45mm齿宽b=0.858.8=47.04mm，取=60mm,=65mm按课本P57表4-1取m=3.5mm,实际的=173.5=59.5mm,=603.5=210mm中心距a=（+）/2=134.75mm(4) 验算齿轮弯曲强度查课本P173图11-8，图11-9，取齿形系数 YFa1= 2.92，YSa1=1.56 ， YFa2 =2.35 ， YSa2= 1.70则=92.37MPaF1=480MPa安全。（5） 齿轮的圆周速度v=0.7m/s对照课本表11-2可选用9级精度是合宜的。经过计算设计，低速级齿轮传动尺寸见下表名称结果/mmm3.5d359.5d4210d3a66.5d4a217D3f51.25D4f201.25a135 B3=dd365B4=b4-(410)60小齿轮结构尺寸太小,故选用实心轴齿轮。大齿轮结构尺寸较大，采用腹板式齿轮。8、 轴的设计轴的材料查课本P241表14-1，选用45钢调质处理8.1、高速轴的设计图3（1）高速轴最小直径的确定根据课本P245表14-2得C=110d1C=22mm因高速轴最小直径处安装带轮，设有一个键槽，则=d1(1+7%)=23.54mm综合考虑取=25mm（2）各轴段的直径的确定：最小直径，安装带轮， =25mm：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查机械设计基础课程设计I-1表（采用毡圈密封），=30mm：滚动轴承处轴段，滚动轴承选取6207：过渡轴段，取 ：滚动轴承处轴段 ：齿轮轴处，（3）、各轴段长度的确定：由于带轮轮毂的长度L=（1.52）d=(37.550)mm,取=50mm：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由滚动轴承、挡油环及装配关系确定 ：由装配关系及箱体结构等确定 ：由滚动轴承、挡油环及装配关系确定 ：由小齿轮宽度确定 ，取 8.2、中间轴的设计图4（1）中间轴最小直径的确定根据课本P245表14-2得C=110d2C=33mm因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值则=35mm(2)各轴段的直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承选6207：低速级小齿轮轴段 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：高速级大齿轮轴段 ：滚动轴承处轴段 ，滚动轴承选6207（3）、各轴段长度的确定：由滚动轴承、装配关系确定 ：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定 ：轴环宽度 ：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 8.3、低速轴的设计图5（1）低速轴最小直径的确定根据课本P245表14-2得C=110d3C=46.2mm因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽则=d3(1+7%)=49.43mm，参见联轴器的选择，查课程设计P91表C-1就近取联轴器孔径的标准值则=50mm（2）各轴段的直径的确定：滚动轴承处轴段 ，滚动轴承选取6011：低速级大齿轮轴段 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位 ：滚动轴承处轴段 ：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（采用毡圈密封） ：最小直径，安装联轴器的外伸轴段 （3）、各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由低速级大齿轮的毂孔宽确定 ：轴环宽度 ：由装配关系、箱体结构确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由联轴器的毂孔宽确定 9、轴的校核9.1高速轴的校核计算（1）、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30208轴承，从表6-67可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距，高速级小齿轮作用点到右支点B的距离为，距A为 图6（2）、计算轴上的作用力 如图41，求： ； （3）、计算支反力并绘制转矩、弯矩图（a）、垂直面图7；图8（b）、水平面图9；图10（c）、求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图图11 1轴的弯矩图图12 1轴的转矩图（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得，因此，严重富裕。9.2、中间轴的校核计算（1）、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定 轴上安装30206轴承，它的负荷作用中心到轴承外端面距离为，跨距，高速级大齿轮的力作用点C到左支点A的距离，低速级小齿轮的力作用点D到右支点B的距离。两齿轮力作用点之间的距离。轴的受力简图为：图13(2)、计算轴上作用力齿轮2：; 齿轮3：；(3)、计算支反力（a）、垂直面支反力 图14由，得 由，得 由轴上合力校核：，计算无误（b）、水平面支反力图15由，得 由，得 由轴上合力校核：，计算无误（c）、总支反力为（4）、绘制转矩、弯矩图a、垂直面内弯矩图C处弯矩D处弯矩图16b、水平面内弯矩图C处弯矩D处弯矩图17c、合成弯矩图图18d、转矩图图19（5）、弯扭合成校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即截面D）的强度。去折算系数为已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得，因此。9.3、校核低速轴(1)、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30210轴承，从表126可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为 ，支点跨距，低速级大齿轮作用点到右支点B的距离为，距A为 图20(2)、计算轴上的作用力 如图415，求： ； (3)、计算支反力并绘制转矩、弯矩图（a）、垂直面图21；图22（b）、水平面图23；图24（4）、求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图图25图26（5）、按弯扭合成应力校核轴的强度 校核危险截面C的强度，