17-设计一用于带式运输机上的传动及减速装置
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17-设计一用于带式运输机上的传动及减速装置,17,设计,用于,运输机,传动,减速,装置
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机械设计课程设计一、 设计题目：设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。转速误差为+5%，减速器由一般规模厂中小批量生产。传动简图及设计原始参数如下。传动装置布置图原始数据如下表1-1：序号带拉力F（N）带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）1032001.1250二、 选择电动机,确定传动方案及计算运动参数电动机参数确定1.如图1所示带式运输机,其电动机所需的工作功率为电动机到运输机的传动总效率为:式中: 、分别为传动装置布置图中刚性联轴器2(结构简单、成本低、适于高速、载荷平稳)、轴承、齿轮传动、扰性联轴器1(缓冲、减振、维护方便、承载能力较高)和卷筒的传动效率取、则 所以 1. 选用电动机查JB/T96161999选用Y132M1-6三相异步电动机，主要参数如下表1-2：型 号额定功率/KW满 载 时起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min效 率%功率因数电流AY132M1-6496084.00.779.46.52.02.2三、 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配根据电动机满载转速和工作机转速，可得传动装置的总传动比为： 对于展开式二级圆柱齿轮减速器，在两级材质及齿宽系数接近的情况下，两级齿轮传动比可按下式分配： 式中，分别为高速级和低速级齿轮的传动比，为减速器的传动比。取，因闭式传动取高速级小齿轮齿数 Z1=24， 大齿轮齿数 Z2= Z1=243.927=95齿数比 u1= Z1/ Z2=95/24=3.958低速级小齿轮齿数 Z3=30 大齿轮齿数 Z4=302.909=88齿数比 u2= Z3/ Z4=59/28=2.107实际总传动比 =u1u2=Z4 Z2/Z3Z1=8895/(3024)=11.611核验工作机驱动卷筒的转速误差 卷筒的实际转速 mm/min转速误差：合乎要求。四、 传动装置运动和动力参数的计算 方便设计计算将传动装置种各轴由高速至低速依次定为I轴、II轴、III轴和IV轴，分别为三轴和工作轴的转速（r/min）；分别为三轴和工作轴的功率（KW）; 分别为三轴和工作轴的输入转矩（Nm）;分别为电动至I轴、I轴至II轴、II轴至III轴、III轴至工作轴之间的传动比;分别为电动至I轴、I轴至II轴、II轴至III轴、III轴至工作轴之间的传动效率。若按电动机至工作辆的顺序进行推算，则可得到各轴的运动和动力参数如下： 各轴转速： 各轴输入功率 I - III轴至卷筒轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，故各轴的输出功率为： 各轴的输入转矩 I - III轴至卷筒轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率0.98，故各轴的输出功率为： 将上述计算结果列入表1-3，供以后设计计算使用。表1-3 运动和动力参数轴 名效率P （KW）转矩T ()转速r/min传动比i效 率输入输出 输入输出 电动机轴3.9839.5996010.99I轴3.943.8639.1938.419600.983.927II轴3.753.675146.50143.57244.460.972.909III轴3.563.489404.55396.5084.040.981IV轴3.323.25377.27369.7384.040.96五、 齿轮传动的设计高速齿轮传动设计计算1）选择材料确定极限应力运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度，直柱圆柱齿轮传动。由转动装置图、上述计算数据和机械设计资料，选小齿轮40Cr调质，280HB；大齿轮45钢（调质），220HB。2） 按齿面接触强度设计1.由设计计算公式：式中取Kt=1.3，小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限。 2.计算应力循环次数查机械设计资料得接触疲劳寿命系数3.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1得 4.计算 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入3步中最小值 计算圆周速度V和齿宽b3) 校核接触疲劳强度模数mt=d1/z1=46.336/24=1.93mm 取mn=1.8mm螺旋角中心距a=0.5mn(z1+z2)/cos=取a=115mm重新计算螺旋角t和分度圆直径则螺旋角系数由运输工作机的使用条件选 KA=1.1再由V=2.328m/s查得动载系数KV=1.08。求齿间载荷分配系数和：选求：Ft=2T1/d1= KA F1/b=由机械设计查表10-3查得=1.2由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置, 由b/h=b/(2.25mt)=46.336/(2.25*1.93)=10.67,查机械设计查图10-13得；故载荷系数：比试用Kt=1.3过大，需按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，故4)弯曲疲劳强度校核当量齿数: 重合度系数:轴向重合度：螺旋角系数: 由机械设计查表10-5查得齿形系数：YFa1=2.65 ,YFa2=2.19 应力校正系数： Ysa1 =1.58 , Ysa2=1.785计算载荷系数 由机械设计查表10-5查得弯曲疲劳极限 由机械设计手册查得最小安全系数 SFmin=1.25 尺寸系数 mn=1.8时Yx=1由应力循环次数查机械设计图10-18查得寿命系数 KFN1=0.86 KFN2=0.90许用应力: 验算：强度足够符合。 高速级齿轮传动设计1）高速级齿轮传动的几何尺寸见下表1-4名 称计 算 公 式结 果 /mm法面模数mn1.8螺旋角21.361法面压力角n分度圆直径d146.336d2183.614齿顶圆直径齿根圆直径中心距115齿 宽2）高速级齿轮传动的结构设计小齿轮1分度圆直径较小（49.936160mm），一般采用实心齿轮结构：大齿轮2的结构尺寸按下表1-5所示： 代 号结构尺寸计算公式结果 /mm轮毂处直径D1D1=1.6d=1.6*4572轮毂轴尺寸LL=（1.21.5）d54腹板厚CC=0.3b221倒角尺寸nn=0.5 mn0.9续表齿根圆处厚度7腹板最大直径D0D0=166板孔分布圆直径D2D2=0.5(D0+D1)119板孔直径d1d1=0.25(D0-D1)23.5实心齿轮1结构草图如下图1：大齿轮2结构草图如下图2所示：低级齿轮传动设计1）低速级齿轮传动设计计算方法、过程、结构设计同高速级（略），经过设计计算低速级齿轮传动尺寸按下表1-6所示：名 称计 算 公 式结 果 /mm法面模数mn2.3螺旋角法面压力角分度圆直径66.198194.181齿顶圆直径齿根圆直径中心距63.217齿 宽2）小齿轮3由于直径较小（70.798160mm时），采用实心齿轮结构：3）大齿轮4的结构尺寸按下表1-5所示： 代 号结构尺寸计算公式结果 /mm轮毂处直径D4D4=1.6d=1.6*6096轮毂轴尺寸LL=（1.21.5）d78腹板厚CC=0.3b218倒角尺寸nn=0.5 mn1.15齿根圆处厚度8腹板最大直径D0D0=172.5板孔分布圆直径D4D4=0.5(D0+D4)134.25续表板孔直径d4d4=0.25(D0-D4)19.125实心齿轮3和大齿轮4结构草图同上实心齿轮1和大齿轮3（图略）六、轴的设计此运输机传动装置减速器为二级展开式，多采用阶梯轴，运输机传动装置工作时运转要平稳，一般先对低速轴的设计。 低速轴设计1. 选择轴的材料轴的材料一般与齿轮材料相同选用45钢调质，由机械设计查得屈服强度极限、许用弯曲应力、硬度220HB，。2. 确定轴的最小直径由上述轴的材料查机械设计表15-3，取A0=112，于是得：由以上数据知道该最小直径显然是联轴器处轴的直径dL,为使联轴器的孔径与该数据相适，故需选择联轴器型号。联轴器的计算转矩,查机械设计表14-1，考虑到转矩变化不大，取KA=1.5，则查标准GB-/T5014-1985选用HL3,其额定转矩为630N.m，半联轴器的孔径dL=40mm,半联轴器的长度L=84mm，半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=62mm。故低速轴的最小直径。3. 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案为了便于装配零件并去掉毛刺，轴端应制出45度的倒角；采用砂轮越程槽以便磨削加工的轴段。现选用图3所示的装配方案。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器轴向要求,-轴段右端制出一轴肩,定位轴肩高度取（0.007-0.1）d，半联轴器的孔径dL=40mm,故-段的直径d-=43mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合毂孔长度L0=62mm，为了保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-轴段的长度比Lo略短一些，现取L-=60mm.初步选择滚动国轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=43mm，由机械设计手册初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209（GB/T297-1994），其尺寸,故d-=d-=45mm;而L-=20.75mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度h=(0.070.1)d=2.5mm,故d-=50mm。取安装齿轮处的轴肩-段的直径d-=60mm（由上齿轮4的设计计算可知），齿轮的左端和左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮4轮毂的宽度为78mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取L-=75mm。右端采用轴肩定位，轴肩高度取（0.007-0.1）d ，取h= 7mm, 则轴环处的直径d-=67mm，轴环宽度b1.4h,取L-=8mm,轴承端盖的宽度和直径确定。选用凸缘式轴承盖（调整方便、密封性能好），由上知滚动轴承直径D=85mm，查机械设计手册选用端盖螺栓直径为10mm，螺钉数目为4，螺栓孔直径D0=d+2.5d0=118mm, 端盖直径d1 D0+1.2 d0, d1=134mm， 宽度为10mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承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的距离L=30mm，故取L-=50mm（参看图1-3）。取齿轮距箱体最近内壁距离a=14mm（参照图3-b）,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=5mm（参照图3-b），已知滚动轴承宽度T=20.75mm。中间轴两齿轮距离c=20mm（参照图3-b），齿轮1轮毂长L1=54mm，齿轮2轮毂长L2=54mm，齿轮3轮毂长L3=86mm, 齿轮4轮毂长L4=82mm,则：L-=T+S+a+( L4-75)=20.75+5+14+78-75=42.75mmL-= L2+c+a+s- L-=54+20+14+5-8=85mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度，详见下图3-a。 3)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联接。按d-=60mm查手册(GB/T1096-1990)得平键, ,键槽用键槽铣刀加工，同时为了保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合为H7/n6；同样，半轴联器与轴联接，选用平键,键槽半径取R=b/2。半联轴器与轴的配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选 轴的直径尺寸公差为m6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩圆角半径见图3-a，倒角均取为。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3-a），做出轴的计算简图（图4-(a)）。在确定轴承的支点位置时，从机械手册查得30209单列圆锥滚子轴承a=18.6mm。由图3-a可知简支梁的轴的支承跨距L2+L3=71mm+134.3mm=205.3mm。根据图4的计算出轴的弯矩图和扭矩图（见图4）。1)计算轴上的作用力：齿轮4：2)计算支反力：绕支点D点力矩和,得同理，绕支点B点力矩和,得3)转矩，绘弯矩图水平面弯矩图：见图4-（b）C处弯矩：垂直平面弯矩图：见图4-（c）C处弯矩：合成弯矩：见图4-（d） 4)转矩及转矩图：见图4-（e）5）计算当量弯矩应力校正系数C处：从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将以上计算结果列于下表载 荷水平面垂直面支反力F弯 矩 M总弯矩MC扭 矩 T6.按弯矩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（即截面C）。轴的计算应力为：前面选定轴材料为45钢调质，许用弯曲应力，因此,故轴安全可靠。 中间轴设计 1.轴材料选择：中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料相同，故材料为40Cr调质，280HB。2.轴径计算由上述轴的材料查机械设计表15-3，取A0=112，于是得： 取d中=40mm，3.轴的结构设计（参考图5）1)划分轴段轴颈段L-、L-；齿轮轴段L-、L-；轴承安装定位轴段L-；轴肩L-。2）确定各轴段直径由齿轮设计计算阶段可知：齿轮2的直径d2=45mm，齿轮3的分度圆直径df3=49.936mm, d3=45mm，该轴选用阶梯轴形式。初选滚动轴承，查机械手册选用代号为30207单列圆锥滚子轴承，其尺寸为,轴承安装尺寸d4=42mm；故d1=d5=d=35mm。齿轮2定位轴肩高度h=(0.070.1)d=0.135=3.5mm，该处的直径为d2=52mm,3） 确定各轴段长度（参考图5）按轴上零件的轴向尺寸有零件相对位置（同低速级轴），L-为低速级轴-轴段距离，综上可得：L-=T+ L套筒=18.25mm+10mm=28.25mm L-=L轮毂轴=50mmL-1.4h,取L-=20mm L-=b1=86mmL-= L- L- L- L- L- L-=231.5-28.25-50-20-86-18.25=25mmL-= T =18.25mm4)轴上零件的周向定位同低速级，见图5。5)确定轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩圆角半径见图3-a，倒角均取为6)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。按d-=45mm查手册(GB/T1096-1990)得平键,键槽半径取R=b/2=7mm,键槽用键槽铣刀加工，同时为了保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合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选 轴的直径尺寸公差为m6。7) 轴承端盖的宽度和直径确定。选用凸缘式轴承盖（调整方便、密封性能好），由滚动轴承外圈直径d=72mm，查机械设计手册选用端盖螺栓直径为d0=10mm，螺钉数目为4，螺栓孔直径D0=d+2.5d0=97mm, 端盖直径d1 D0+1.2 d0, d1=110mm，宽度为10mm。到此中间轴结构尺寸初步确定，详见图5所示。8）按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴（略）弯矩、扭矩图同低速级轴（略）中轴受力下图如图6所示：现将中间轴受力计算结果列于下表载 荷水平面垂直面支反力F弯 矩 M扭 矩 T续表总弯矩MC9）按弯矩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（即截面C、D）。轴的计算应力为：前面选定轴材料为40Cr调质，许用弯曲应力，因此,故轴安全可靠。高速级轴设计1.轴的材料：由于该轴是齿轮轴，与齿轮1的材料相同为小齿轮40Cr调质，280HB;设计的全过程同于低速轴（略）2.现将齿轮设计结构图6附下：3. 按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴（略） 弯矩、扭矩图同低速级轴（略）现将中间轴受力计算结果列于下表载 荷水平面垂直面支反力F弯 矩 M总弯矩MC扭 矩 T9）按弯矩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（即截面B）。轴的计算应力为：前面选定轴材料为40Cr调质调质，许用弯曲应力，因此,故轴安全可靠。七、滚动轴承的校核计算 .低速轴滚动轴承的校核计算 低速轴滚动轴承选用型号为30209（GB/T297-1994），其尺寸。由机械课程设计表13-17查出基本额定动、静载荷分别为,计算系数e=0.4, Y=1.5。 1.作用在轴承上的负荷 1）径向负荷A处轴承： B处轴承：2）轴向负荷 :3）由以上数据可以作出轴承受简图见图七轴承内部轴向力： 因为FA+S2 =1376.9+511=1887.91333.2= S1,故左端被压紧，所以：Fa1= FA+S2 =1887.9N Fa2= S2=511N2.计算当量动负荷因 所以 同上： 所以 3.验算轴承寿命因Pr1Pr2,故只需验算轴承1的。轴承寿命同运输机寿命相同为: 轴承实际寿命为： 具有足够的寿命。高速、中间轴滚动轴承的校核计算同低速轴承计算（略）中间滚动轴承选用型号为30207（GB/T297-1994），其尺寸。高速轴滚动轴承选用型号为30206（GB/T297-1994），其尺寸。经验算结果均具有足够的寿命。八、键的选择计算及强度校核 1. 低速级轴轴上键的选择在低速级轴设计过程中已选择 1）选择参数：齿轮4与轴的联接 键槽半径取 R=b/2=9mm 键处轴径d4=60mm半联轴器1与轴联接 键槽半径取 R=b/2=6mm 键处轴径d1=40mm 2）强度校核：查出键静联接的挤压许用应力:=120MPa、=150MPa 不符合故需重选平键：由GB/T1096-1990查得由 符合2. 中间轴轴上键的选择在中间轴设计过程中已选择1）选择参数：齿轮2与轴的联接 键槽半径取 R=b/2=7mm 键处轴径d4=45mm2）强度校核：查出键静联接的挤压许用应力:=100MPa 符合3. 高速级轴轴上键的选择在高速级轴设计过程中已选择 1）选择参数：联轴器与轴的联接 键槽半径取 R=b/2=4mm 键处轴径d1=22mm2）强度校核：查出键静联接的挤压许用应力: =100MPa 符合以上键槽均用键槽铣刀加工。九、联轴器的选择 1.低速级轴联轴器选择由轴上的功率P3、转速n3得最小直径： 查机械设计表15-3，取A0=112由以上数据知道该最小直径显然是联轴器处轴的直径dL,为使联轴器的孔径与该数据相适，联轴器的计算转矩,查机械设计表14-1，考虑到转矩变化不大,需要有一定缓冲、减振，且要求维护方便、承载能力较高，取KA=1.5，则查标准GB-/T5014-1985选用HL3铸铁弹性柱销联轴器,其额定转矩为630N.m，许用转速n=5000r/min,半联轴器的孔径dL=40mm,半联轴器的长度L=84mm，半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=62mm。 2.高速级轴联轴器选择同上可得联轴器最小直径，联轴器的转矩,考虑到该联轴器结构简单、成本低、适于高速、载荷平稳，查标准GB-/T5843-1986选用YL5铸铁凸缘式联轴器,其额定转矩为63N.m，许用转速n=5500r/min,半联轴器的孔径dL=22mm,半联轴器的长度L=84mm，半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=38mm，螺栓4颗，螺栓直径M8。十、润滑油及润滑方式的选择 1.齿轮润滑此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为二级（圆柱）展开式，其齿轮的最大线速度：12m/s。故选用机械油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式，浸油深度为h=4mm，二级圆柱齿轮减速器需设一个(浸油)小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑，详见装配图。2. 轴承润滑滚动轴承在本设计中均采用单列圆锥滚子轴承。其轴颈和转速的最大积,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转时间长且不易流失，查机械课程设计选用1号通用锂基润滑脂（GB 732
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