机械设计课程设计计算说明书 - 带式运输机传动装置设计课件

1、机械设计综合课程设计计算说明书机械设计综合课程设计课 程 名 称 机械设计综合课程设计 题 目 名 称 带式运输机传动装置设计 院（系）名 称 专 业 名 称 学 号 学 生 姓 名 指 导 教 师 机械设计综合课程设计任务一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件：1运输带卷筒所需功率： P = 6.2 kW2运输带卷筒工作速率： 3卷筒中心高： H =

2、 300 mm4使用寿命： 10年5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差5%6生产批量：小批量三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张；2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3设计说明书 1份。项目内容设计计算过程及依据计算结果1.总体方案设计1.1电机选择1.1.1电机类型1.1.2电机容量1.1.3电机转速1.2分配传动比1.3运动和动力参数计算2.齿轮设计计算 2.1闭式齿轮 2.2开式齿轮3.轴的设计计算 3.1高速轴(1轴)3.2中间轴(2轴)4.轴承设计计算 4.1高速级轴承 4.2低速级轴承5.键的设计计算 6.箱体尺寸设计7.配件设计8润滑方案

3、选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。1）工作机的功率 =5.2 KW2）总效率 =0.97×0.983×0.97×0.94 =0.83243）所需电动机功率由于运行平稳，这电机额定功率略大于即可，由此可选=7.5 KW。卷筒工作转速为：n卷筒=85 r/min根据机械设计课程设计推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比 i' =25范围，此处将两级减速看成两个单级传动的组合，因此总的传动比=i'2=425。故电动机转速的可选范为 =×=3402125r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和

4、1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号：方案电动机型号额定功率转速(r/min)同步满载1Y160L-87.5kw7507208.472Y160M-67.5kw100097011.413Y132M-67.5kw1500144016.94综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第2方案比较适合。因此选定电动机型号为Y160M-6，n0 =970 r/min。1）传动装置的总传动比，由电动机同步转速n0和工作机主动轴转速n4确定，可得传动装置总传动比为： =n0/n4=970/85=11.41 2）分配各级传动装置传动比： 总传动比等于各传动比的乘积 = 两级传

5、动中，一般推荐=1.31.4,现取=1.4则=(/1.4)1/2 ×1.4=3.997=/=2.8551）电动机轴（0轴） n0=970 r/min Nm2）高速轴（1轴） n1=n0=970 r/min Nm3）中间轴（2轴） n2=n1/=243 r/min Nm4）低速轴（3轴） n3=n2/=85 r/min Nm将上述数据列表如下：轴号0123输入功率(KW)6.065.765.31输出功率(KW)6.255.945.655.20输入转矩(N.M)59.7226.4576.7输出转矩(N.M)61.558.5221.9221.9转速(r/min)97097024385传动比

6、i13.9972.855效率0.9500.9510.9201）选择材料，热处理方法和加工精度 参考相关书籍资料，大小齿轮材料均选择20CrMnTi，渗碳淬火，初定加工精度为8级，硬度为5662HRC。2）许用应力 查资料可知，FE=850MPa, Hlim=1500MPa 安全系数SF=1.25，SH=1.0 则F=FE/SF=850/1.25MPa=680MPa H=Hlim/SH=1500/1.0MPa=1500MPa3）按弯曲强度设计 原动机为电动机，空载起动，载荷均匀，取载荷系数K=1.2； 齿宽系数d=0.5； 小齿轮上转矩=59.7N.m=5.97×104N.mm； 初选

7、螺旋1=15°； 齿数Z1=24，Z2=Z1×i1=95.9396，实际传动比i1=4； 齿形系数ZV1=24/cos315°=24.85，ZV1=99.39； 查资料求YFa、YSa ZV1=24.85, YFa1=2.78；YSa1=1.62； ZV1=99.39, YFa2=2.20；YSa2=1.81； YFa1×YSa1> YFa2×YSa2，故以小齿轮进行计算。求法面模数mn mn 32KT1dZ12×YFa1×YSa1F×cos21=32×1.2×5.970.5×2

8、422.78×1.62680×104×cos215°mm =1.61mm 由标准模数系列，取mn=2.5mm。 求中心距a和实际螺旋角1a=mn(Z1+Z2)/(2cos1)=155.29mm，圆整取a=155mm。实际螺旋角1=cos-1mnZ1+Z22a =14°35,33, 确定分度圆直径、齿宽 d1=mnZ1/cos1=62.50mm d2=mnZ2/cos1=249.99mm齿宽b=dd1=31.25mm取b1=32mm，b2=26mm4)校核齿面接触强度 查资料知，ZH=2.5，ZE=189.8，Z=cos1=0.9837，u=i1

9、=4； H=ZEZHZ2KT1bd12×u+1u = 189.8×2.5×0.9837×2×1.2×5.9726×62.52×104×4+14 MPa=671.2 MPa<1500 MPa故齿面接触强度满足设计要求。圆周速度V=2.65m/s，满足8级精度的要求。1）选择材料，热处理方法和加工精度 参考相关书籍资料，大小齿轮材料均选择20CrMnTi，渗碳淬火，初定加工精度为8级，硬度为5662HRC。2）许用应力 查资料可知，FE=850MPa, Hlim=1500MPa 安全系数SF=1.25，

10、SH=1.0 则F=FE/SF=850/1.25MPa=680MPa H=Hlim/SH=1500/1.0MPa=1500MPa3）按弯曲强度设计 原动机为电动机，空载起动，载荷均匀，取载荷系数K=1.2； 齿宽系数d=0.25； 小齿轮上转矩=226.4N.m=2.264×105N.mm； 初选螺旋2=15°； 齿数Z1=20，Z2=Z1×i1=57.157，实际传动比i2=2.85； 齿形系数ZV1=20/cos315°=22.2，ZV1=63.2； 查资料求YFa、YSa ZV1=22.2, YFa1=2.83；YSa1=1.58； ZV1=63.

11、2, YFa2=2.32；YSa2=1.72； YFa1×YSa1> YFa2×YSa2，故以小齿轮进行计算。求法面模数mn mn 32KT2dZ12×YFa1×YSa1F×cos21=32×1.2×2.2640.25×2022.83×1.58680×105×cos215°mm =3.22mm 由标准模数系列，取mn=4mm。 求中心距a和实际螺旋角2a=mn(Z1+Z2)/(2cos2)=139.5mm圆整取a=140mm实际螺旋角1=cos-1mnZ1+Z22a =

12、15°44,26, 确定分度圆直径、齿宽 d1=mnZ1/cos1=82.82mm d2=mnZ2/cos1=236.04mm齿宽b=dd1=20.71mm取b1=28mm，b2=22mm4)校核齿面接触强度 由于低速级的开始齿轮传动一般不会发生点蚀，因此不用对其接触强度进行校核。圆周速度V=0.98m/s，满足8级精度的要求。1） 外力计算周向力Ft1=2T1/d1=1.911KN径向力Fr1=Ft1tann/cos1=0.891KN轴向力Fa1=Ft1tan1=0.616KN2） 径向尺寸估算齿轮轮毂宽度l=50mm，齿轮端面与箱体内壁距离2=10mm，轴承内端面与箱体内壁距离3

13、=3mm，轴承宽度B=30mm。则支承的轴段总长L=l+2（2+3）+B=106mm。3） 受力分析及最小轴径计算水平面内M=Fa1×r11=19.25N.MFB1L+M-Fr1L/2=0求得FB1=0.264KN，FA1=0.627KN水平面内弯矩图如下：轴中点处弯矩最大，且MX1=33.24N.M竖直面内FA2=FB2=Ft1/2=0.956KN竖直面内弯矩图如下：最大弯矩在轴中点处，且MX2=50.64N.M合成弯矩Mmax=MX12+MX22=33.242+50.642N.M=60.57N.M轴上扭矩T=T1=59.7N.M 扭矩图如下：当量弯矩Me=Mmax2+(T)2=6

14、0.572+(0.6×59.7)2=70.37N.M其中，我们认为扭切应力为脉动循环变应力，=0.6。最小轴径计算材料选合金钢，调质，b=900MPa, -1b=80MPad3Me0.1 -1b=370.37×1030.1×80mm=20.64mm考虑到键槽的削弱，将d增大5%，则d=1.05×20.64mm=21.67mm。1） 外力计算周向力Ft1=2T1/d1=1.911KN径向力Fr1=Ft1tann/cos1=0.891KN轴向力Fa1=Ft1tan1=0.616KN周向力Ft2=2T2/d2=5.467KN径向力Fr2=Ft2tann/cos

15、2=2.067KN轴向力Fa2=Ft2tan2=1.540KN2） 径向尺寸估算齿轮轮毂宽度l=50mm，齿轮端面与箱体内壁距离2=10mm，轴承内端面与箱体内壁距离3=3mm，轴承宽度B=30mm，轴承端盖径向尺寸e+m=30mm，端盖螺钉预留长度15mm，低速级小齿轮轮毂宽度50mm。则两支点间轴段总长L=l+2（2+3）+B=106mm。支点外悬臂段长度L1=B/2+15+30+50/2=85mm。3） 受力分析及最小轴径计算水平面内 M1=Fa1×r12=76.84N.MM2=Fa2×r21=63.77N.MFB1L+M2-Fr1L2-Fr2L+L1-M1=0求得F

16、B1=4.293KN，FA1=1.335KN水平面内弯矩图如下：轴右侧支点处弯矩最大，且MX1=111.91N.M竖直面内FB2L+Ft1L2-Ft2L+L1=0 FB2=8.895KN，FA2= 5.339KN竖直面内弯矩图如下：最大弯矩在右侧支点处，且MX2=464.70N.M合成弯矩Mmax=MX12+MX22=111.912+464.702=479.70N.M轴上扭矩T=T2=226.4N.M轴上扭矩图如下：当量弯矩Me=Mmax2+(T)2=479.72+(0.6×226.4)2 N.M =498.6N.M其中，我们认为扭切应力为脉动循环变应力，=0.6。最小轴径计算材料选

17、合金钢，调质，b=900MPa, -1b=80MPad3Me0.1 -1b=3498.6×1030.1×80mm=38.65mm考虑到键槽的削弱，将d增大5%，则d=1.05×39.65mm=40.63mm。1） 类型选择由于锥齿轮传动会产生轴向力和径向力，因此需要选择能同时承受这两个方向的载荷的轴承，可供选择的有角接触球轴承，圆锥滚子轴承，深沟球轴承，现初选用角接触球轴承，接触角=25°。2） 受力分析其中，FrA=FA12+FA22=1.143KN则轴承内部轴向力FSA=0.68FrA=0.777KN FrB=FB12+FB22=0.992KN则轴承

18、内部轴向力FSB=0.68FrB=0.674KN因为FSB+Fa1>FSA，所以A为压紧端，B为放松端。FaA=Fa1+FSB=0.616+0.674 KN=1.290KNFaB=FSB=0.674KN3） 求当量动载荷查表知，e=0.68FaA/FrA=1.290/1.143>e,则XA=0.41, YA=0.87FaB/FrB=e,则XB=1, YB=0PA=XAFrA+ YAFaA=0.41×1.143+0.87×1.290KN=1.591KNPB=XBFrB+ YBFaB=0.992KN因为轴承都是成对使用的，现PA>PB，因此应以PA为准进行设计

19、计算。4） 计算基本额定动载荷，选择轴承载荷平稳，则fp=1.0，工作温度<100, ft=1.0，=3。两班制，每天16h，寿命10年，共365×16×10=58400hCr=fpPAft(60n106Lh)1/3=1.0×15911.0(60×970106×58400)1/3N=20335N查表知，在可选用的各类型轴承中，内径最小的轴承代号分别为7009AC、7206AC、7306AC。由于轴1最小轴径为24mm，轴1输入端用联轴器与轴径为42mm的电机输出轴相联，查联轴器标准系列表，最后确定选用7309AC，即角接触球轴承，中窄系列

20、，内径45mm，接触角=25°。1） 类型选择由于锥齿轮传动会产生轴向力和径向力，因此需要选择能同时承受这两个方向的载荷的轴承，可供选择的有角接触球轴承，圆锥滚子轴承，深沟球轴承，现初选用角接触球轴承，接触角=25°。2） 受力分析其中，FrA=FA12+FA22=5.503KN则轴承内部轴向力FSA=0.68FrA=3.742KN FrB=FB12+FB22=9.965KN则轴承内部轴向力FSB=0.68FrB=6.776KN因为FSA+Fa1<FSB+Fa2所以A为压紧端，B为放松端。FaA=Fa2+FSB-Fa1=7.700KNFaB=FSB=6.776KN3）

21、 求当量动载荷查表知，e=0.68FaA/FrA=7.700/5.796>e,则XA=0.41, YA=0.87FaB/FrB=e,则XB=1, YB=0PA=XAFrA+ YAFaA=0.41×5.503+0.87×7.700KN=8.955KNPB=XBFrB+ YBFaB=9.965KN因为轴承都是成对使用的，现PA>PB，因此应以PA为准进行设计计算。4） 计算基本额定动载荷，选择轴承载荷平稳，则fp=1.0，工作温度<100, ft=1.0，=3。两班制，每天16h，寿命10年，共365×16×10=58400h。Cr=fpP

22、Aft(60n106Lh)1/3=1.0×99651.0(60×243106×58400)1/3N=85793N查表知，在可选用的各类型轴承中，内径最小的轴承代号分别为7217AC、7313AC、7412AC。由于轴2最小轴径为41mm，而这里可供选择的轴承中最小轴径为60mm，显然过大，因此此处考虑选用承载能力更强的圆锥滚子轴承。5）采用圆锥滚子轴承设计计算FaA=7.700KN，FrA=5.503KNFaB=6.776KN，FrB=9.965KN根据圆锥滚子轴承当量动载荷的计算方法。PA=0.4FrA+ YAFaA，PB=9.965KN所有系列中，YA1.4，

23、则PA>PB，应以PA为准设计计算。暂取YA=1.7，PA=15.291KN.其中=10/3。Cr=fpPAft(60n106Lh)3/10=1.0×152911.0(60×243106×58400)3/10N=115741N查表知，在可选用的各类型轴承中，内径最小的轴承代号分别为30213、30310、32212、32309。由于最小轴径为41mm，此处选用32309，即圆锥滚子轴承，中宽系列，内径45mm。1高速轴与联轴器相联处键的设计此处轴径为32mm，选用的键为b×h =12×8，单键，材料为45钢。 =125MPa。则： p=4

24、Tdhlp l4Tdhp=4×6.15×10432×8×125mm=7.69mm考虑到联轴器联结的需要，此处选用的键长度定45mm。即所选键为A12×45， b×h×L=12×8×45。2低速轴与齿轮相联处键的校核此处轴径为50mm，选用的键为b×h =14×9，单键，材料为45钢。 =125MPa。则： p=4Tdhlp l4Tdhp=4×2.264×10532×8×125mm=16.10mm考虑到齿轮联结的需要，此处选用的键长度定为40mm。

25、即所选键为A14×40， b×h×L=14×9×40。3低速轴输出端与齿轮相联处键的校核此处轴径为41mm，选用的键为b×h =12×8，单键，材料为45钢。 =125MPa。则： p=4Tdhlp l4Tdhp=4×2.264×10541×8×125mm=22.09mm考虑到齿轮联结的需要，此处选用的键长度定为40mm。即所选键为A12×40， b×h×L=12×8×40。名称符号尺寸关系取值（mm）中心距a155箱座壁厚0.025a+110箱盖壁厚10.02a+110箱座凸缘厚度b1.515箱盖凸缘厚度b11.515箱座底凸缘厚度p2.525地脚螺栓直径df0.036a+1216地脚螺栓数目na<250mm4轴承旁联结螺栓直径d10.75df12箱座与箱盖联接螺栓直径d2(0.50.6)df10轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df6定位销直径d(0.70.8)d28轴承旁凸台半径R1R1=C218大齿轮顶圆与内壁距离11.212齿轮端面与内壁距离2=1010箱座肋厚m1m10.8518箱盖肋厚mm0.858轴承端盖凸缘