机械设计基础课程设计设计带式运输机的传动装置

计算项目计算内容计算结果确定电动机型号1.理论总传动比i2.各级转速（2）输入功率3.各轴转速、转矩4)各轴运动和动力参数汇总表1）确定计算功率Pca（2）选取普通V带带型（3）确定带轮基准直径dd1和dd2a.初选ab．验算带速（4）确定普V带的基准长度和传动中心距（5）验算主轮上的包角（6）计算V带的根数Z（7）计算初拉力F0（8）计算作用在轴上的压轴力FQ2.带传动主要参数汇总表小链轮齿数计算功率选取链节距链的校核（1）选齿轮类、精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算参数数值2）计算a.按弯曲强b.计算齿宽b及模数mnc计算宽度d验算齿面接触强度e计算圆周速度（1）选齿轮类、精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计算齿轮宽度b3验算齿轮弯曲强度4齿轮的圆周速度齿轮参数汇总表轴的简化布置高速轴的相关计算确定轴各段的大轴的受力分析简图，弯矩扭矩图轴的受力计算水平面受力计算垂直面的受力计算当量弯矩计算轴的校核确定轴段直径中间轴的简图轴各段的大致长度轴的受力分析，弯矩，扭矩轴在各平面受力计算水平面的受力计算垂直面的受力计算当量弯矩计算，合力计算轴的强度校核中间轴直径确定低速轴的简图轴的受力简图，弯矩，扭矩图轴段长度的大致计算水平面受力计算，弯矩垂直面内的受力，弯矩当量弯矩，扭矩的计算轴的强度校核确定直径键的强度校核键的强度校核键的强度校核高速轴轴承的选择轴承的强度校核中间轴滚动轴承的选择联轴器校核低速轴滚动轴承的选择滚动轴承强度校核(一)、设计任务书（一）设计题目设计带式运输机的传动装置，其工作条件是：鼓轮直径D=420mm传送带运行速度v=0.9m/s鼓轮上的圆周力F=3.3KN工作年限10年每天8小时小批生产参考方案：电动机→V带传动→二级圆柱齿轮减速器→工作机（鼓轮带动运输带）图（1）传动方案示意图1——电动机2——V带传动3——展开式双级齿轮减速器4——链传动5—连轴器6——滚筒传送带（二）设计任务：设计一带式运输机的传动装置，按照给定的传动方案：选择适当的原动机设计计算传动零件（带、齿轮及选择联轴器）设计计算部分支承零件和连接件完成减速器设计装配图一张，零件图一张二、传动方案设计（一）传动方案说明1.将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。3.将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。电动机的选择输出功率pη=η带η联η链η轴3Pd=p因此选电动机的额定功率在4－6KW,卷筒的工作转速nw=60×1000v又茶机械设计手册知两圆柱齿轮的传动比在8～40则电动机的转速选择范围在327－1640r/min综合考虑电动机Y132S3-4电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132S2-45.515002.21440三）总传动比的确定及各级传动比的分配i=要求i齿1=（1.3～1.5）i齿2，i带=2～4i链=2～4由于i平=435.2i齿1=3.64i齿2=3i链=2i带=1.61nnnnnw=n由PPPp4=pPT0=9550×PTTTTTw=9550p轴号电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴IV轴工作轴转速n（r/min）1440894.41245.7281.9140.9640.96功率4.644.454.274.103.733.40转矩30.7747.51165.96478.02869.67792.72传动比35.21.613.643.002.001.00效率三、传动的设计（一）V带传动设计Pc=KA•Pd每天工作8小时，工作机为带式运输机，由【2】Pca=KA×Pd=1.2×4.64根据Pca，n1，由查表确定选用普通V带A型dd2=i带·(1-∇）·dd2=1.61×(1-0.01)×90设∇为0.01v=v在5~25m/s范围内，符合要求i=d根据0.7（dd1+dd2）<a0<2（dd1+dd2）初步确定中心距a0=200mmDm=dd1+dd2/2∆=dd2-dd1/2L=π由表选取Ld=800m实际的中心距a=amin=a-0.015Ld=209.5-0.015×800amax=a+0.03Ld=209.5+0.03×800α=180--dd2-∴主动轮上的包角合适查手册可得P0——基本额定功率得P0=1.07P0——额定功率的增量P0=0.10Kα——包角修正系数得KαKL——长度系数得K∴∴取6根由F=1.5F0minFQ=2带型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA800690150209.5175.42081.7链轮的设计取z1=25已知P=3.73PW工况系数KA=1.5Pc=查表可知kz=(z119)1.08=1.34kp0=根据P0=3.12PW,n=40.96r/min选用20A滚子链链节距p=31.75mm初定中心距a=40PLP=zLp=120节实际的中心距a=p4[×[v=z符合要求有效拉力F=1000p轴上载荷FQ=1.2KAF=1.2×由于6217.2<[Q]=86700因此满足要求。由表知排距为35.76mm齿轮设计计1°高速级齿轮传动设计1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS1=220接触疲劳强度极限MPa弯曲疲劳强度极限Mpa大齿轮材料：45号钢正火HBS2=190接触疲劳强度极限MPa弯曲疲劳强度极限Mpa接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1.25,SF=1.25载荷系数K=1.34初选螺旋角β=[δH1]=δHlim1[δH2]=δ[δF1]=δFE1[δF2]=计算公式：d1≥mm初选载荷系数K=1.3齿轮传递的转拒T=47.51kN·mm齿宽系数∅d材料的弹性影响系数Mpa1/2区域系数zH接触疲劳寿命系数取Z1=20,Z2=3.64×20故实际传动比i=73/20∆齿形系数zv1z根据以上数据查表可得；YFa1=2.84YFa2=因YYFa2Y因为0.0127<0.0150故因对打齿轮进行弯曲强度进行计算法向模数mn≥3Y查表选取标准mn=2中心距a=m取a=98mmβ=cos齿轮分度圆直径d1=d2=m齿宽b=∅∅d取b1=45mmb2=40mmδH因为181.01<[σH2v=πd有手册可知满足8级精度要求2°低速级齿轮传动设计1为提高传动平稳性及强度，选用直齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS3=220接触疲劳强度极限MPa弯曲疲劳强度极限Mpa大齿轮材料：45号钢正火HBS4=190接触疲劳强度极限MPa弯曲疲劳强度极限MpaSK=1.5∅d=0.8ZH=[δH3]=δHlim3[δH4]=δ[δF3]=δFE1[δF4]=T2=165.96计算公式d≥32KTu+1取z3=30,z4=3.0×30故实际的传动比i=90模数m=d1z按手册取标准的模数m=4,实际的d1=4×30d2=4×90=360mm中心距a=d1+齿宽b=∅取b1=101mm根据以上数据查表可得齿形系数YFa1=2.6Yδδ因此齿安全的v=πdn对照手册可知选用8级精度是合适的齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)齿顶圆da(mm)齿根圆df(mm)精度等级Z12042.15146.15139.6518Z273151.423155.423148.923传动传动比i中心距a模数mn螺旋角β计算齿宽b2(mm)3.569821840低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)齿顶圆da(mm)齿根圆df(mm)精度等级Z3301201281158Z490360368355传动传动比i中心距a模数mn螺旋角β计算齿宽b4(mm)3.02404096(四）传动轴的设计轴的大致布局高速轴的设计k为齿轮与内壁的距离k=10mmc为保证滚动轴承放入想以内c=5mm初取轴承宽度n1=20mmn2=24mmn3=24mma.确定各轴段长度L1=20mmL2=15mmL3=45mmL4=126mmL5=20mmL6=36mmL7=48mm(带)则轴承跨距为L=L1+L2+L3+L4+L5=20+15+45+126+20采用齿轮轴结构轴的材料采用45号钢调质处理轴的受力分析如图LABLLLa计算齿轮的啮合力FFt1=FFb求水平面内的支承反力，做水平面内的弯矩图RRMc求轴在垂直面内的支反力，做垂直面的弯矩图RRBYMCY+=MMd求支承反力，做轴的合成弯矩，转矩RRB=MC+=2MMBT=894410N·mm轴的初步计算轴的材料为45号调质钢σbd≥根据经验公式d参考带轮标准轴孔直径，取减速器高速端的轴端直径de=32mmb.确定各轴段直径d1=45mmd2=52mm（根据滚动轴承）d3=60mm(根据危险截面的最小直径)d4=52mmmmd5=45mmd6=38mmd7=32mm(3)中间轴尺寸中速轴简图b.确定各轴段长度L1=39mmL2=45mmL3=10mmL4=111mmL5=39mm支承跨距为轴的受力分析如图LAB=L=L=2(c+k)+45+10+101+n2=2(5+10)+45+101+24LAC=c+k+45+242=5+10+LBC=LAB-LAC=200-49.5LBD=c+k+101+242=5+10+计算齿轮啮合力FFFFF求水平面内的支承反力，做水平面内的弯矩图RRMM求垂直面内的支承反力，作弯矩图RRMMCM求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图RRMMMT=165960N·mm轴的初步计算由以上数据可知D为危险截面,轴的材料为45号调质钢σd≥310在此轴段上开了槽，直径增大4%，dd≥43.71mm有经验公式dd=（0.3～0.35）a=(0.3～0.35)a.确定各轴段直径d1=50mmd2=56mmd3=62mmd4=56mmd5=50mm1）低速轴的结构图轴的受力分析简图如图根据各段配合情况L1=nL2=96mmL3=10mmL4=c+k+45=5+10+45L5=n3L6=36mmL7=40mm(与滚子链)支承跨距L=2(c+k)+45+10+101+nLLBCLL计算轴的啮合力Ft4=FF求水平面内的支承反力，做水平弯矩图RRM求垂直面内的支承反力，并作弯矩图RAY=RBYMM求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图RA=RMA=MMT=478020轴的材料为45号钢调质处理σbd≥310因此只要保证A截面大于或者52.9mm按经验公式，减速器低速级的危险截面直径确定各段轴直径d1=55mmd2=63mmd3=70mmd4=63mmd5=55mmd6=48mmd7=40mm由机械设计手册表，取轴端倒角2.0×45，各轴肩处圆角半径R=1.6mm(五)连接键的选择1高速轴联轴器的键联接(1)选择类型及尺寸根据d7=32mm，L7=48mm，l=L7-(5～10)=40～43选用A型普通键，b×h=10×8L=40mm(2)键的强度校核a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=L–b=68mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa，σp=σ2.中间轴上键连接根据d2=56mmL2=45mm所以l=35～40初选A型普通键，b×h=16×10l=40强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa，σp=σ键安全合格d4=56mmL4=111mml=101～106A型普通键，b×h=16×10l=103k=0.5h=5mm强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa，σp=σ因此该键安全3低速轴的键选择根据d=63mmL=96mm,l=86～91初选A型普通键，b×h=18×11l=90强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa，σp=σ因此该键安全该轴上另开键处d=40L=40l=30～35初步选择A型普通键b×h=12×8l=34强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=115MPa，σp=σ因此该键安全(六)联轴器的选择由链轴上的转矩T=869.67转速n=40.96根据机械设计手册表工况系数KA=1.2转矩Tc=KAT=1.2×869.67=1043.6初选HL4联轴器ZC40×因为Tc<[T]n<[n]故该联轴器满足要求。(七)轴承设计（一）减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。（二）高速轴轴承寿命计算1.预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年(年工作日为300天)。预期寿命Lh=8×300×10=24000h2.由前面的计算结果可知轴承所受的径向力F轴承工作转速初选滚动轴承6009,根据机械设计手册，基本额定动负荷Cr=21KN基本额定静载荷Cor=14.6KNFe=0.24-0.22FaY=1.71所以Pr=查表载荷系数fp=1.5温度系数ft=1所以Cjs=因为Cjs(三)中速轴轴承的选择1.预期寿命Lh=8×300×10=24000h2.由前面的计算结果可知轴承所受的径向力Fr=轴承工作转速初选滚滚轴承为6010，根据机械设计手册，基本额定动负荷Cr=22KN基本额定静载荷Cor=16.2KNFaCor=728.38e=0.25由于FaPr=查表载荷系数fp=1.5温度系数ft=1所以C所以选择6010轴承满足要求（四）低速轴轴承的选择1.预期寿命Lh=8×300×10=24000h2.由前面的计算结果可知轴承所受的径向力Fr=初选滚滚轴承为6011，根据机械设计手册，基本额定动负荷Cr=30.2KN基本额定静载荷Cor=21.8KN查表载荷系数fp=1.5温度系数ft=1P=Fr=966.5所以Cjs所以选择6011轴承满足要求轴承的各种数据的总汇表项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBdaminDamaxrasamax高速轴600945751651691中间轴601050801656741低速轴601155901862831（八）、减速器的润滑与密封（一）齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。（二）轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。（三）减速器的密封减速器外伸轴采用[2]P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。（九）、减速器箱体及其附件（一）箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。（二）箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称数值(mm)箱座壁厚δ=10箱盖壁厚δ1=10箱体凸缘厚度b=15b1=15b2=25加强肋厚m=8.5m1=8.5地脚螺钉直径25地脚螺钉数目n=6轴承旁联接螺栓直径M20箱盖、箱座联接螺栓直径M12轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=4中间轴选用M8n=4低速轴选用M12n=6轴承盖（轴承座端面）外径高速轴120中间轴130低速轴210观察孔盖螺钉直径M8d1d2df至外壁距离dfd2至凸缘边距离C1=34C2=28齿轮端面至箱体内壁的距离10大齿轮至箱体内壁的距离43箱底箱体内壁的距离20齿轮顶圆至箱体内壁的距离12轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R=C2=28外壁至轴承端面的距离l1==C2+C1+(5～10)=67～72（三）主要附件作用及形式1.通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由<[2]P76表9-8>选用通气器尺寸M27×1.52.窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由<[2]P80表9-18>取A=150mm3.油标尺油塞为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。由<[2]P79表9-14>选用油标尺尺寸M4.为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由<[2]P79表9-16>选用油塞尺寸M16×1.55.保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。由<[2]P142表14-3>GB117-86A10×406.启盖螺钉在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10×1.57.起吊装置减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩十、设计小结，参考资料这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1.这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。2.在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。3.本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.4.在本次设计中我还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力附：引用资料《机械设计课程设计》任金泉、施高义编著西安交大出版社2002年12月第1版【2】《机械设计基础（第五版）》杨可桢、程光蕴李仲生主编高等教育出版社2006年5月第5版pw=3.71η=0.8Pd=4.64nw=40.9r/mini=35.2nn2245.72r/min4=40.96r/minnw=40.9r/minp1=4.45KWp2=4.27p3=4.10p4=pw=3.40KWT0=30.77N·mT1=47.51N∙mT2=165.96N∙mT3=478.02N∙mT4=869.67N∙mTw=792.72N∙mPca=5.57kwdd1=90mmdd2=143.5mmdd2=150mmv=6.78m/si=1.68a0=200mmDm=120mm∆=30mmL=781.3mmLd=800