机械设计课程设计---带式运输机传动装置

设计题目带式运输机传动装置目录一课程设计任务书2二设计要求3三设计步骤31传动装置总体设计方案32、电动机的选择43计算传动装置的总传动比并分配传动比6I4计算传动装置的运动和动力参数65设计V带和带轮76齿轮的设计107滚动轴承和传动轴的设计158键联接设计299箱体结构的设计3010润滑密封设计3211联轴器设计33四设计小结33111一课程设计任务书课程设计题目设计带式运输机传动装置（简图如下）1V带传动2运输带3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5电动机6卷筒原始数据题号12345678运送带工作拉力F/N1500220023002500280033004000450001传动装置总体设计方案运输带工作速度V/M/S1111111111141216卷筒直径D/MM220240300400220350350400工作条件连续单向运转，载荷平稳，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5二设计要求1减速器装配图1张。2零件工作图各13张。3编写设计设计说明书1份。三设计步骤1传动装置总体设计方案本组设计数据第十一组数据运送带工作拉力F/N2800。运输带工作速度V/M/S14。卷筒直径D/MM350。1）减速器为二级同轴式斜齿轮减速器。NF280SMV41D352、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量3）确定电动机转速3方案简图如上图4）该方案的优缺点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。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列异步电动机，电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为VPWF从电动机到工作机传送带间的总效率为54321KWP764840KWPD764MIN76RW3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比I2分配传动由机械设计课程设计指导书表91可知V带传动效率096角接触球轴承099球轴承）12齿轮传动效率098（7级精度一般齿轮传动）3联轴器传动效率099（弹性联轴器）4卷筒传动效率0965所以电动机所需工作功率为WPD3）确定电动机转速按表132推荐的传动比合理范围，圆柱齿轮的传动比35，V带传动24，所以合适的传动比为620。而工作机卷筒轴的转速为DVNW601所以电动机转速的可选范围为MIN152046MIN76206RRINWD符合这一范围的同步转速有750、1000、1500三种。综合IR考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000的电动机。INR根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表141选定电动机型号为Y132M26。电动机型号额定功率/KW满载转速/R/MIN额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩Y132M26559602020电动机轴高H为132MM。选定电动机型号Y132M26612I比4计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的转速2）各轴的输入功率3）各轴的输入转矩3计算传动装置的总传动比并分配传动比I1总传动比为IWMNI2分配传动比II考虑润滑条件等因素，初定3I244计算传动装置的运动和动力参数1各轴的转速I轴MIN960RNMII轴I32IIII轴IN76RIN卷筒轴MIW2各轴的输入功率I轴KPD764II轴W821III轴K303卷筒轴P17424卷3）各轴的输入转矩3I24MIN960R32I7RN6WKWP7648K1WP74卷5设计V带和带轮1确定计算功率CAP2选择V带类型3确定带轮的基准直径并1D验算带速电动机轴的输出转矩为DTMNNPTMD4610731059I轴D44II轴IT521103III轴MN9卷筒轴524卷将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴名功率P/KW转矩T/NMM转速N/R/MIN传动比I效率I轴476410739603095II轴448532042097III轴4305103976卷筒轴41357610955设计V带和带轮电动机输出功率，转速，带传动传动比KWPD764MIN9601RNMI3，每天工作16小时。1确定计算功率CA由机械设计表87查得工作情况系数，故21AKKWPKDACA715KWPCA715选用A型带MD140SMV0374确定V带的中心距和A基准长度DL5验算小带轮上的包角12选择V带类型根据，由机械设计图811可知，选用A型带CAP1N3确定带轮的基准直径并验算带速1D1初选小带轮基准直径1由机械设计表86和88，选取小带轮基准直径，而MD140，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。MHD132212验算带速VSND037160因为，故带速合适。MVS53计算大带轮的基准直径DI45012根据机械设计表88，选取，则传动比，MD450221312DI从动轮转速IN729812RIN4确定V带的中心距和基准长度ADL1由式得27021210DD，取8430AMA02计算带所需的基准长度DLADALDD2950420012210由机械设计表82选取V带基准长度MLD83计算实际中心距AMD4502选取D4502MA9250MLD280A925M10AX83IN6计算带的根数Z7计算单根V带的初拉力的最小值MIN0F8计算压轴力P9带轮的结构设计6齿轮的设计1选MLAD92500D13MAXL805IN5验算小带轮上的包角1901635718012AD6计算带的根数Z1计算单根V带的额定功率RP由和，查机械设计表84A得MD140MIN9601NKWP6210根据，和A型带，查机械设计表84B得I96RN3KWP0查机械设计表85得，查表82得，于是950K031LKKWPLR6102计算V带的根数Z376915RCAP取3根。7计算单根V带的初拉力的最小值MIN0F由机械设计表83得A型带的单位长度质量，所以MKGQ10NVZKPFCA375202MIN0应使带的实际初拉力。MIN0KWPR6914ZNF317MIN0NFP1349MIN选用斜齿圆柱齿轮传动7级精度小齿轮材料45钢（调质）大齿轮材料45钢正火定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2初步设计齿轮主要尺寸8计算压轴力PF压轴力的最小值为NZP13492SIN2M0MIN9带轮的结构设计小带轮采用腹板式，大带轮为轮辐式，由单根带宽为13MM，取带轮宽为70MM。6齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1按简图所示的传动方案，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，故选用7级精度GB1009588。3材料选择。由机械设计表101选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（正火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4选小齿轮齿数，则大齿轮齿数241Z102ZI2初步设计齿轮主要尺寸1设计准则先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2按齿面接触疲劳强度设计，即23112HEDTZUKT1确定公式内的各计算数值试选载荷系数。31T计算小齿轮传递的转矩MNNPT5251009由机械设计表107选取齿宽系数。1D由机械设计表106查得材料的弹性影响系数。218MPAZE由机械设计图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限241Z0；大齿轮的接触疲劳强度极限。MPAH601LIMMPAH502LIM计算应力循环次数821109HJLNN2I由机械设计图1019取接触疲劳寿命系数；。01HNK152HN由机械设计图1030取区域系数。432Z由机械设计图1026查得，。901727121计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S1MPASKHN6001LIM11H53252LI2A6121H2计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的值。TD1HMM572231EDTZUKT计算圆周速度。VSMNT9601602计算齿宽。BDT571计算齿宽与齿高之比HMDT571SV960MB5701HB51KMDT460模数MZDMTNT32COS1齿高HNT520137B计算纵向重合度。901TAN8Z计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计图108查得动载系数；SMV960960VK斜齿轮，；21FHK由机械设计表102查得使用系数；1AK由机械设计表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，；315HK由，查机械设计图1013得0HB315HK251FK故载荷系数HVA按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径MKDTTT46031计算模数ZMT42COS13按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式321COSFSADYZYKTM4241K1确定公式内的各计算数值由机械设计图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大MPAFE501齿轮的弯曲强度极限；MPAFE3802由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数，；8701FNK92FN根据纵向重合度，从机械设计图1028查得螺旋角影响系数870Y计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S1，有MPASKFENF43511FEF222计算载荷系数；K41FVA查取齿形系数；由机械设计表105查得；6521FAY182FAY查取应力校正系数；由机械设计表105查得；81SA792SA计算大、小齿轮的并加以比较；FAY31069FSAY2FSA大齿轮的数值较大。设计计算5312COS231FSADYZYKTMM2291Z62MA150D6017滚动轴承和传动轴的设计一轴的设计对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度M计算的模数，由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿M面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数153并就近圆整为标准值，按接触强度算得的2分度圆直径，算出小齿轮齿数29COS1MDZ大齿轮齿数，取。162Z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几个尺寸计算1计算中心距MZAN150COS212按修整后的中心距修正螺旋角84ARS21ZN2计算分度圆直径MZDN60COS1N2423计算齿轮宽度MDB601取，。B602B55结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160MM，而又小于500MM，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图1039荐用的结构尺寸设计，并绘制MD240B651M02大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。7滚动轴承和传动轴的设计一轴的设计输出轴上的功率、转速和转矩PNT由上可知，KW304MI76RMN51039求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径ZD240COS2而NTFT92TR16COSANNFT492R168AFMD543INMD452NFTA186N初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表153，取，于是10A，由于键槽的影响，故MNPAD2430MINMD543INMIN输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径D与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。D联轴器的计算转矩，查机械设计表141，取，则TKACA31AKMN70按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查课程设计手册表85，选用LT8型CAT弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故1MD45取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度MD45ML2L8ABCD轴的结构设计1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1为了满足办联轴器的轴向定位要求，段右端需制出一轴肩，故取段的直径；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度MD52，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的L84长度应比略短一些，现取ML822初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球L82选取角接触球轴承7011ACD5L3MD60L2D64ML10L5ML45轴承球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取单列角接触球轴承MD507011AC，其尺寸为，故；而BDD189MD5。ML353取安装齿轮处的轴端的直径；齿轮的左端与左轴承之间采MD60用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为65MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度L62，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取DH07MH4D64HB41。L14轴承端盖的总宽度为由减速器及轴承端盖的结构设计而定。根据轴承30端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。ML20ML55取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴A1承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，SM0MT21大齿轮轮毂长度，则L65ASTL453126至此，已初步确定了轴的各段和长度。2轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表61D查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保MHB18M50证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半联轴67NH器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动70914K轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。6M3确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端圆角。452求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30211圆锥滚子轴承，由手册中查得。因此。作为简支梁的AMA21轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图ML10532和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。HMV载荷水平面H垂直面V支反力FNNH246,1NFNV845,21弯矩MM350,67,467521MMMVV总弯矩，81M802扭矩TNT539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。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴60的计算应力MPAWTCA519221前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151查得MP601因此，故安全。1CA精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2截面左侧抗弯截面系数3335167501MDW抗扭截面系数22T截面左侧的弯矩为MN9551截面上的扭矩为TM390截面上的弯曲应力MPAWB34156729截面上的扭转切应力AT2137590轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151得，MPA640B，。MPA2751PA15截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表32查取。因，经差值后可查得036DR09156DD，4726又由机械设计附图31可得轴的材料的敏性系数为，80Q5Q故有效应力集中系数为3811K2Q由机械设计附图32的尺寸系数；由附图33的扭转尺寸系数70850轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为930轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q971KK5查手册得碳钢的特性系数，取20110，取55于是，计算安全系数值，则CAS1041MAK321AS512SCA故可知其安全。3截面右侧抗弯截面系数333216001MDW抗扭截面系数42T截面右侧的弯矩为MN9551截面上的扭矩为TM390截面上的弯曲应力MPAWB1截面上的扭转切应力AT512过盈配合处的，由附表38用插值法求出，并取，于是得KK80，20K761K二齿轮轴的设计轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为930故得综合系数为81KK27所以轴在截面右侧的安全系数为91451MAKS601A512SSSCA故该轴在截面右侧的强度也是足够的。绘制轴的工作图，如下二齿轮轴的设计输出轴上的功率、转速和转矩PNT由上可知，KW48MI30RMN5103求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径ZD60COS11而NTFT4321TR69COSAN17TAF初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表153，取，于是150A，由于键槽的影响，故MNPAD32830MINMD29031INMIN输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构D4和尺寸，取。L70ABCD齿轮轴的结构设计1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1为了满足带轮的轴向定位要求，段右端需制出一轴肩，故取段的直径；MD452初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。按照工作要求并根据，查手册选取角接触球轴承7011AC，其尺MD45寸为，故；而BDD16805MDI50。MLLVI13由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端的直径，6。轴肩高度，故取，则轴环处的直径L60DH07MH3。轴环宽度，取。MD5B41L54轴承端盖的总宽度为由减速器及轴承端盖的结构设计而定。根据轴承35端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。ML15ML505取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动A51轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度SM3，则T7521LASTL3510512至此，已初步确定了轴的各段和长度。2轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表61查得平键截面D，键槽用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的周向定位MHB812M56是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。3确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端圆角。452求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得。因此。作为简支梁AMA20的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩ML1085432图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。HMV载荷水平面H垂直面V支反力FNNH5216,NFNNV5834,583421弯矩M94,06,0621MMMVV总弯矩，M781278三滚动轴承的校核扭矩TMNT130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。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴60的计算应力MPAWTCA9862218键联接设计前已选定轴的材料为45钢调质处理，由机械设计表151查得MPA601因此，故安全。1C三滚动轴承的校核轴承的预计寿命HLH384028计算输入轴承1已知，两轴承的径向反力MIN320RNNFR52161由选定的角接触球轴承7010AC，轴承内部的轴向力RD80NFFRD150768212因为，所以AEDA故，R5071RD23，查手册可得68RAF6802RAF680E由于，故ERA1,1YX,故224计算当量载荷、1P由机械设计表136，取，则51PFNFYXFARP26011PR225轴承寿命计算由于，取，角接触球轴承，取，21N6031TF查手册得7011AC型角接触球轴承的，则KNCR25670901HTHLHPFNL故满足预期寿命。9箱体结构的设计计算输出轴承1已知，两轴承的径向反力MIN76RNNFR2461由选定的圆锥滚子轴承7011AC，轴承内部的轴向力RD80NFFRD152780212因为，所以AEDA故，NA571D23，查手册可得680RAF6802RAF680E由于，故E1,1YX,故RA224计算当量载荷、1P由机械设计表136，取，则51PFNFYXFARP29011PR225轴承寿命计算由于，取，角接触球轴承，取，21N9031TF查手册得7011AC型角接触球轴承的，则25RC679601HTHLHPFNL故满足预期寿命。8键联接设计带轮与输入轴间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为MD40ML70，GB/T10952003MB12H8ML56现校核其强度,，BL4NT132HKMPAKLDP7802查手册得，因为，故键符合强度要求。MPAP10P输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为MD6ML65，GB/T10952003B18H10现校核其强度,，BL32NT392HKMPAKLDP10查手册得，因为，故键符合强度要求。MPAP10P输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为MD45ML70，GB/T10952003B1H9现校核其强度,，BL56NT392HKMPAKLDP5102查手册得，因为，故键符合强度要求。MPAP10P9箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合67ISH1机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度10润滑密封设计2考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12M/S，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40MM为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为363机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8MM，圆角半径为R5。机体外型简单，拔模方便4对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出D通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡E位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度F吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果箱座壁厚83025A811联轴器设计箱盖壁厚183021A8箱盖凸缘厚度B5B12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度2220地脚螺钉直径FD1036ADFM18地脚螺钉数目N查手册4轴承旁联接螺栓直径1F751M14机盖与机座联接螺栓直径2D（0506）2DFDM12轴承端盖螺钉直径3（0405）3FM10M8视孔盖螺钉直径4D（0304）4DFDM8定位销直径（0708）210，FD