机械设计课程设计-带式运输机传动装置的设计（全套图纸）

目录1引言22传动装置的总体设计321电动机的选择3211电动机类型的选择3212电动机功率的确定3213确定电动机转速322总传动比的计算和分配各级传动比423传动装置的运动和动力参数计算43传动零件的设计计算531第一级齿轮传动的设计计算532第二级齿轮传动的设计计算104箱体尺寸计算与说明155装配草图的设计1651初估轴径1652初选联轴器1753初选轴承1754润滑及密封186轴的设计计算及校核1861中间轴的设计计算及校核1862低速轴的设计计算及校核217滚动轴承的选择和计算2571高速轴轴承的计算2572中间轴轴承的计算2673低速轴轴承的计算278键连接的选择和计算2881高速轴与联轴器键联接的选择和计算2882中间轴与小齿轮键联接的选择和计算2883中间轴与大齿轮键联接的选择和计算2884低速轴与齿轮键联接的选择和计算2985低速轴与联轴器键联接的选择和计算299减速器附件的选择及说明2991减速器附件的选择2992减速器说明3010结论30参考文献31全套CAD图纸，联系153893706带式运输机传动装置的设计西南大学工程技术学院2009级机械设计制造及其自动化2班1引言机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础课。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其基本目的是1）通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想；2）学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力；3）通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上要求，但是由目前发展趋势应尽量采取计算机绘图。2传动装置的总体设计21电动机的选择211电动机类型的选择Y系列三相异步电动机212电动机功率的确定工作机效率1W传动装置各部分的效率，查表178级精度齿轮传动效率097齿弹性联轴器传动效率099L齿式联轴器传动效率099球轴承传动效率099（一对）球1球轴承传动效率099（一对）2球球轴承传动效率099（一对）球3099099097099097099099089L球1齿2球齿球工作机所需输入功率48056WFVPKW所需电动机功率674089WD213确定电动机转速601012547/MINWVNRD查表132，得圆柱齿轮传动比常值为35，故电动机转速的可选范围2123539/IWIR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，如无特殊需要，不选用低于750R/MIN的电动机。查表121，选用Y160L8,额定功率75KW,满载转速为720R/MIN，D42MM，E110MM。22总传动比的计算和分配各级传动比传动装置的总传动比要求为7201584MWNI又由于取122,3,III124I解得59823传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴转速720/MINNR21/70/45917/MINIR3/15384NIR（2）各轴功率674KW1DPL0967674099097641KW2球1齿KW3球2齿415（3）各轴转矩11950/567/20847TPNNM229139133/53传动零件的设计计算31第一级齿轮传动的设计计算计算及说明结果1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）由于斜齿轮啮合性能好，传动平稳，噪声小，重合度大，承载能力强，故第一级选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由表104可选用8级精度3）由表101选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS4）初选小齿轮齿数为20，则大齿轮齿数1Z，圆整取9220598Z25）初选螺旋角52按齿面接触强度设计按教材公式1021试算，即21132THETDKTZU（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数13T选用斜齿圆柱齿轮8级小齿轮40CR（调质），280HBS大齿轮45钢（调质），240HBS20，921Z2513TK2）由图1030选取区域系数243HZ3）由图1026查得076，087，12故0760871634）由表107选取齿宽系数1D5）由表106查得材料的弹性影响系数EZ1289MPA6）由图1021D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150HLINA2LINP7）由式1013计算应力循环次数916072018365201HNJL92145I8）由图1019查得接触疲劳寿命系数，108HNK2093HN9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式1012得1LIM086572HNMPAS2LI2931K541751H（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径，由公式计算1TD得231328471059438946175TDM243HZ1631DEZ1289MPA1650HLINA2LIP9120N84，10HNK2935417HMPA49941TD2）计算圆周速度134972018/606TDNVMS3）计算齿宽及模数BNT149COSCOS15240DTNTBMZ4）计算齿宽与齿高之比BH齿高225225241542HNTM921B95425）计算纵向重合度1038TAN03812TAN5170DZ6）计算载荷系数K已知使用系数1由188M/S,8级精度，由图AV108查得动载荷系数105V由表103查得12HFK由表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，45H由图1013查得138FK故载荷系数10521483AVH7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010A得1331849597TTKDMV18/MSB49NT21M542H921B1701AK105V12HFK45H138FK1831D597M8）计算模数NMN1COSDZ597COS1270M3按齿根弯曲强度设计由式1017213COSFASNDKTYMZ（1）确定公式内的各计算数值1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限50FEMPA2380FEMPA2）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数128,08FNFNK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式1012得108530574FNEMPAS22286K4）计算载荷系数10513AVF5）根据纵向重合度，由图1028查得螺旋7角影响系数8Y6）计算当量齿数1332019COS5VZ2338VZ7）查取齿形系数NM270150FEPA2381FNK201F357MPA286K108Y1VZ298127FAY8由表105查得；127FAY218FA8）查取应力校正系数由表105用插值法得；15SA279SAY9）计算大、小齿轮的并加以比较F12750143FASY2896FAS大齿轮的数值较大（2）设计计算322316847108COS1506186NMM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2NN已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，M需按接触疲劳强度算得的分度圆直径5597来计1DM算应有的齿数，圆整取1COS597COS2703NDZM27；1，圆整取124214592713ZI2Z4几何尺寸计算（1）计算中心距，圆整取12712456327COS5COSNZMAM157SAY29104FASY26FASN227，1241Z2157AM157AM（2）按圆整后的中心距修正螺旋角“122714RCOSARCOS5328NZ（3）计算大、小齿轮的分度圆直径1“275614COS38NZMDM2“4N（4）计算齿轮宽度156415DBM圆整后取；B20“153281D564M278165B20M32第二级齿轮传动的设计计算计算及说明结果1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）该级为低速级齿轮传动，选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由表104可选用8级精度3）由表101选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS4）初选小齿轮齿数为25，则大齿轮齿数1Z25382Z2按齿面接触强度设计由设计计算公式109A进行试算选用直齿圆柱齿轮8级小齿轮40CR（调质），280HBS大齿轮45钢（调质），240HBS25，821Z222131TETDHKTZUD（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数13T2）由表107选取齿宽系数1D3）由表106查得材料的弹性影响系数EZ1289MPA4）由图1021D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1650HLINA2LINP5）由式1013计算应力循环次数8126015728365401HNJL824403I6）由图1019查得接触疲劳寿命系数，109HNK29HN7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式1012得1LIM0936504HNMPAS2LI217K（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径，代入中1TDH较小的值22131TETDHKTZUD13TK1DEZ1289MPA1650HLIN2LIPA1N84023109HNK241H6045MPA2710364TDM23318902819257064M2）计算圆周速度12310645708/TDNVMS3）计算齿宽B1DTB4）计算齿宽与齿高之比H模数10364152TTMMZ齿高593TH1111B1036495）计算载荷系数根据，8级精度，由图108查得动载V/MS荷系数102K直齿轮，1HF由表102查得使用系数AK由表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1469H查图1013得37FK故载荷系数10246918AVH6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010ATKDMV085/MSB1364TM415H931111B102VK1HFAK1469H37FK81D086M7）计算模数M1DZ08643523按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为213FASDYKTMZ（1）确定公式内的各计算值1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限50FEMPA2380FEMPA2）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数128,091FNFNK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式1012得108531429FNEMPAS2297K4）计算载荷系数102319AVF5）查取齿形系数由表105查得；16FAY2FA6）查取应力校正系数由表105用插值法得；159SA217SAY7）计算大、小齿轮的并加以比较F1265901334FASYM435150FEPA2381FNK2091F34MPA27139K126FAY159SA27Y103FAS258FASY2170584FASY大齿轮的数值大（2）设计计算32319781058025MM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取4已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径10364来计算应有1DM的齿数，圆整取2610364259DZM1Z，圆整取85218I24几何尺寸计算（1）计算分度圆直径12640DZM2853（2）计算中心距12042DAM（3）计算齿轮宽度1DB取；0B21054M26，851Z21D04M23A10BM25表1传动零件设计计算数据表类型模数中心距材料齿数齿宽分度圆直径小齿轮40CR2765MM56145MM第级大齿轮斜齿圆柱齿轮2MM157MM4512460MM257854MM小齿轮40CR26110MM104MM第级大齿轮直齿圆柱齿轮4MM222MM4585105MM340MM4箱体尺寸计算与说明表2箱体尺寸数据表名称符号具体数值箱座壁厚8MM箱盖壁厚18MM箱盖凸缘厚度B12MM箱座凸缘厚度12MM箱座底凸缘厚度220MM地脚螺钉直径FD20MM地脚螺钉数目N4轴承旁连接螺栓直径116MM盖与座连接螺栓直径2D12MM轴承端盖螺钉直径3D10MM视孔盖螺钉直径46MM定位销直径D10MM、至外箱壁距离FD121C26MM、22MM、18MM、至凸缘边缘直FD径224MM、20MM、16MM轴承旁凸台半径1R20MM铸造过渡尺寸、XY4MM、20MM大齿轮顶圆与内箱壁距离110MM齿轮端面与内箱壁距离29MM箱盖、箱座肋厚、1M8MM、8MM箱体其他尺寸由后续计算与画图确定5装配草图的设计51初估轴径（1）高速轴选取高速轴的材料为40CR，调质处理。由教材表153取1100A331MIN067210PDAM由于此处要安放键，故该最小轴径应再放大7MINI17374由手册表123查得机座号为160L的机座带底脚，端盖有凸缘的电动机轴伸直径D42MM。高速轴的最小轴径是安装联轴器处的直径，可取。MIN30D（2）中间轴选取轴的材料为45钢，调质处理。由教材表153取1100A此最小直径是安装轴承处的直径，可取332MIN0641785PDAM。IN45（3）低速轴选取轴的材料为45钢，调质处理。由教材表153取1100A33MIN061548PDAM由于此处要安放键，故该最小轴径应再放大7，可取。MINI175107593MIN60D52初选联轴器（1）高速轴联轴器考虑到工作条件，高速轴采用弹性联轴器较好。由教材表141取，则13AK，查手册表87可知，选用LX3型弹性柱销联轴13847150CAATKNM器合适，其公称转矩为。半联轴器轴孔直径为30MM，轴孔长度为2CAT60MM，与轴配合长度为58MM，标记为。60123J（2）低速轴联轴器考虑到工作条件，低速轴采用非弹性联轴器较好。由教材表141取，15AK则，查手册表83可知，选用GIGL4型鼓形315291835CAATKNM齿式联轴器合适，其公称转矩为。半联轴器轴孔直径为60MM，轴孔长0CAT度为107MM，与轴配合长度为105MM，标记为。60175J53初选轴承（1）高速轴轴承第一级齿轮传动是斜齿轮传动，高速轴同时承受径向力和轴向力作用，故采用角接触球轴承，由于，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径MIN30D放大两次，查手册66初选0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7208AC，基本尺寸为。481DB（2）中间轴轴承中间轴也同时受到轴向力和径向力作用，采用角接触球轴承，由于，MIN45D考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册66初选0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7309AC型，基本尺寸为。451025DDBM（3）低速轴轴承第二级齿轮传动是直齿轮传动，低速轴只受径向载荷，故采用深沟球轴承，由于，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册MIN60D表61，初选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6015C型，基本尺寸为。75120DBM54润滑及密封轴承采用脂润滑，并设置挡油环；齿轮采用油池润滑；在伸出与轴承端盖之间采用毡圈密封。6轴的设计计算及校核61中间轴的设计计算及校核中间轴的受力情况如图1计算齿轮受力第一级大斜齿轮受力分析（，）20N28“周向力238914757TTFND径向力2TAN02TAN0148COSCS138“R轴向力2TT5697AFN第二级小直齿轮受力分析（）20周向力213891740TTD径向力1TANTAN20915RFN2做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为L1775MM，L293MM,L355MM水平方向120NHTTNHFF1212130TTNHLFL解得565889N486365N2垂直方向120NVRNVFF21211230RRANVDLFFL解得200384N41917NV弯矩图如下扭矩T38991，扭矩图如下2TNM（3）校核轴的强度载荷水平面H竖直面V支反力15689NHF248635NF,120384NVF2197NF弯矩3MM5MM总弯矩22485619846扭矩T389910NM根据教材式155及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中）06301WD22223465894709CAMTMPAW由表151查得45钢的许用弯曲应力符合要求。16CA62低速轴的设计计算及校核低速轴的受力情况如图（1）计算齿轮受力由作用力与反作用力可得27498TFN27915RFN2做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为L184MM，L21545MM水平方向120NHTNHF21210TNHFL解得485737N264090N120NVRNVF21210RNVFL解得176794N96121NH弯矩图如下扭矩T122359，扭矩图如下3TNM（3）校核轴的强度载荷水平面H竖直面V支反力148573NHF26409NF,17694NVF2961NF弯矩01MM,850MM总弯矩224850917436扭矩T1223590NM根据教材式155及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中）06301WD2222343655968CAMTMPAW由表151查得45钢的许用弯曲应力符合要求。10CA7滚动轴承的选择和计算71高速轴轴承的计算查手册表66可知角接触球轴轴承7208AC的基本额定动载荷C352KN。（1）求两轴承受到的径向载荷和1RF2R由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为又11226748,37639NHNVFF86097AEN左端承受到径向载荷222114316798RNHVFN右端承受到径向载荷2229743R（2）求两端轴承的计算轴向力和1A2对于70000AC型轴承，由教材137查得派生轴向力068DRF110687698530DRFN224126R因为，由教材式13121DAEF268097543AEFN2168ADFN又1543079R由教材表135有X041Y087而对于右端轴承2068ARF所以，X1Y0又由表136，取，则当量动载荷为12PF120476980543108PN3因为所以按轴承1来计算寿命12（3）计算轴承寿命116802年（式中）6631005261578HCLNP720/MIN,3R符合要求。72中间轴轴承的计算查手册表66可知角接触球轴轴承7309AC的基本额定动载荷C475KN。（1）求两轴承受到的径向载荷和1RF2R由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为又11225689,03894347NHNVF6097AEN左端承受到径向载荷2221158038960RNHVFN右端承受到径向载荷2224631471R（2）求两端轴承的计算轴向力和1A2F对于70000AC型轴承，由教材137查得派生轴向力068DRF1106860324819DRFN22756R因为，由教材式131212DAEDF4089AFN2160749316DAEN又所以，取X1Y01068ARF而对于右端轴承249316087AR由教材表135有X041Y087又由表136，取，则当量动载荷为12PF1260370386PN4849175246因为所以按轴承2来计算寿命12（3）计算轴承寿命116802年（式中）66320104750265HCLNP157/MIN,3R符合要求。73低速轴轴承的计算（1）求两轴承受到的径向载荷和1RF2R，48573NHF17694NV，260922221148573169451RNHVFN2220803R由于低速轴不受轴向载荷，且由教材表135知深沟球轴承最小E值为022，即所以，取X1Y0ARFE又由表136，取，则当量动载荷为12PF12569093PN8374因为所以按轴承1来计算寿命12（2）计算轴承寿命116802年（式中）663100429518HCLNP48/MIN,3R符合要求。8键连接的选择和计算81高速轴与联轴器键联接的选择和计算键将轴端与联轴器连接起来，选用圆头平键，轴径D30MM，查手册表41应选键的截面尺寸为，此段轴长为58MM,取键长L50MM，由教材式6187BHM有，式中K05H35MM，LLB50842MM312040125PTMPAKLD又由教材表62查得许用应力，该键强度满足要求。0PP82中间轴与小齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径D48MM,查手册表41应选键的截面尺寸为，此段轴长为108MM,键长取L100MM，由教材式61有149BHM，式中K05H45MM，LLB1001486MM32081049856PTMPAKLD又由教材表62查得许用应力，该键强度满足要求。102PP83中间轴与大齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径D48MM,查手册表41应选键的截面尺寸为，此段轴长为108MM,键长取L56MM，由教材式61有149BHM，式中K05H45MM，LLB561442MM320810596542PTMPAKLD又由教材表62查得许用应力，该键强度满足要求。102PP84低速轴与齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径D80MM，查手册表41应选键的截面尺寸为，此段轴长为103MM,取键长L90MM，由教材式61有214BHM，式中K05H7MM，LLB902268MM3025906478PTMPAKLD又由教材表62查得许用应力，该键强度满足要求。102PP85低速轴与联轴器键联接的选择和计算键将轴端与联轴器连接起来，选用圆头平键，轴径D60MM，查手册表41应选键的