带式传输机的传动装置设计毕业设计.doc

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1、课程设计（论文）任务书年级专业学生姓名学 号题目名称带式传输机的传动装置设计设计时间第16周18周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点教学楼的C楼一、 课程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、 已知技术参数和条件2.1 技术参数：运输机的工作扭矩：760Nm 输送带速度：0.75 m/s卷筒直径：320mm工作年限：10年2.2 工作条件：连续单向运转，有轻微冲击，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，输送带速度允许误差为5%。三、

2、任务和要求3.1 绘制二级直齿圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准；3.2 绘制零件工作图2张（齿轮和轴）；3.3 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合同济大学规范格式且用A4纸打印；3.4 图纸装订、说明书装订并装袋；(为了避免重复，计算时用轴的设计要求功率计算而不取电机的额定功率计算)四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材 4.2 机械设计课程设计指导书4.3 减速器图册4.4 机械原理教材；4.5 机械设计手册 4.6 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）

3、12传动装置的总体设计33各级传动的主体设计计算54减速器装配图的设计和绘制55零件工作图的绘制36编写设计说明书47总计21六、教研室审批意见教研室主任（签字）： 年 月 日七|、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 年 月 日八、备注指导教师（签字）： 学生（签字）：注：1此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。 目 录课程设计（论文）评阅表课程设计（论文）任务书1、 系统总体方案设计11.1、 电动机选择11.2、 传动装置运动及动力参数计算12、 V带传动的设计与计算 33、 传动零件的设计计算43.1、 高速级齿轮

4、的设计43.2、 低速级齿轮的设计84、 轴的设计134.1、 低速轴的设计134.2、 中间轴的设计184.3、 高速轴的设计205、 键的设计与校核20 6、 滚动轴承的选择与校核227、 箱体及各部位附属零件的设计23 设计总结与参考文献26- 26 -计算与说明主要结果1 、系统总体方案设计1.1 电动机择选（1） 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35，因此可选用Y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘铁、屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。（2）确定电动机功率和型号运输带机

5、构输出的功率： 带格式运输机的工作效率取=0.96Pw = (nT/9550)/ = 760x44.8/(9550x0.96) (kw)=3.71 kw传动系得总的效率：= 3 2=0.87电机所电动机所需的功率为： 由题意知，选择Y132S-4比较合理，额定功率=5.5kw,满载转速1440r/min.。1.2 传动装置运动及动力参数计算（1）各传动比的计算卷筒的转速总传动比: 取V带的传动比为: 则减速器的传动比为：高速级齿轮传动比：；低速级圆柱齿轮传动比:16.07/4.66=3.45 Pw=3.71kw （2）各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/mi

6、n）。高速轴 中间轴 低速轴 滚动轴 （3）各轴的输入功率（kw）(为了避免重复，计算时用轴的设计要求功率计算而不取电机的额定功率计算) 高速轴 PI=PII/（0.98x0.98）=4.07中间轴 PII=PIII/（09.8x0.98）=3.91低速轴 PIII=PIV/4=3.71/0.99=3.75滚动轴 P=PW=3.71（4）各轴输入扭矩的计算（） T=95503.71/44.8=791.4将以上算得的运动和动力参数列表如下（数据以轴为准）项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴转速（r/min）1440720154.544.844.8功率（kW）4.374.073.91

7、3.753.71转矩（Nm）28.98 53.9241.6799.38790.8传动比2 ： 4.66 ： 3.45 ： 1效率0.931 0.9604 0.9604 0.992、V带传动的设计与计算（1） 确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数KA=1.1,故 Pca=KAP（电机额定功率）=1.15.5kw=6.05kw（2）选择V带的型号 根据Pca、由图8-11选用A型。（3）确定带轮的基准直径dd ,并验算带速 初选小带轮的基准直径dd1 。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm验算带速v。根据式（8-13），验算带的速度 V=3.14 d1/601000=3

8、.14901440/601000=6.78m/s 因为5m/sV30m/s，故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2 dd2=idd1=290=180(mm)（4） 确定V带的中心距a和基准长度L00.7（dd1+dd2）a2（dd1+dd2）得 323.4a924根据式（8-20），初定中心距a0=340（mm）。由式（8-22）计算带所需的基准长度L0=2a+3.14（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a =2340+3.14（90+180）+（180-90）2/(4340)=1110（mm）由表8-2选带的基准长度L=1120（mm

9、）按式（8-23）得实际中心距:a= a0+（L- L0）/2=340+（1120-1110）/2=345（mm）amin=328,amax=378,中心距的变化范围 328-378（5）验算小带轮上的包角=1800 -（dd2-dd1）57.30 /a =1800 -（180-90）57.30/345=165.051200 合适。（6）确定带的根数Z= Pca/（P0+P）Ka KL ;查表（8-4a）表（8-4b）表（8-5）表（8-2） P0=1.064（kw）P=0.17（kw）Ka=0.96,KL=0.91Z=8.25/(1.064+0.17)0.960.91=5.6 取Z=6根查表

10、（8-10）得B=6e+2f=5x15+2x9=93（7）确定初拉力和计算轴上的压力查表（8-3）得B型带的单位长度质量q=0.1 (kg/m) 初拉力F0=500 Pca（2.5-Ka）/（ Ka zv）+qv2=500（2.5-0.96）6.05/（0.9666.78）+0.16.782=123.9(N)（8）计算压轴力=2Z F0Sin(/2)=26123.9Sin（165.050/2）=1474(N)3、传动零件的设计计算因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。对于两级传动的齿轮可设计为：运输机要求的速度为0.75m/

11、s，速度不高，故选用7级精度的斜齿轮。材料的选择：由1表10-1选择两个小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，两个大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.1 高速级齿轮的设计3.1.1试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取。精度选为7级。 PI=4.07kwT=791.4NmKA=1.1dd1=90mmV=6.78m/sdd2=180mmL0=1941.675mma=345mm=165.05Z=63.1.2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 （1）确定公式内的各计算数值试选Kt1.6计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数d1由表10

12、6查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa； 由式1013计算应力循环次数60n1jLh60x720x1x8x300x10=1.04由图1019查得接触疲劳寿命系数1.0；由图1019查得接触疲劳寿命系数: 1.09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 /S=1600MPa600MPa /S=1.09550MPa599.5MPa=(600+599.5)/2=600由图（10-26）查得=0.78，=0.82则=+=0.78+0.82=1.6（2）计算试算小齿轮分度圆直径d

13、1t。=42.13计算圆周速度v=1.59m/s计算齿宽bb=d=142.13mm=42.13 mm计算齿宽与模数及纵向重合度 重合度 0.318x1x24xtan=1.903模数 m=1.71mm齿高 h=2.25m=2.251.71mm=3.84mmb/h=42.13/3.84=10.97计算载荷系数。根据v=1.59m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.09 ；查表（10-3）得 =1.4由表10-2查得使用系数KA=1.25由表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 =1.41705由b/h=10.97，=1.41705查图（1013）查得 =1.38故载荷系数 K=KA

14、KVKHKH=1.251.091.417051.4=2.7按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=50.2mm计算模数m m=mm=2.03mm3.1.3按齿根弯曲强度设计由式(107) m（1）确定公式内的计算数值计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.251.091.41.38=2.63确定螺旋角影响系数根据纵向重合度=1.903从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数ZV2=Z1/cos=24/=26.27ZV2=Z2/cos=111.84/=122.43 查取齿形系数 由表105查得2.592 =2.169查取应力校正系数由表105查得 =1.5

15、96；=1.80计算大、小齿轮的并加以比较 由图10由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲疲劳度极强限=380Mpa由图10-18 =0.88 ；=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.4=（）/S=0.88x500/1.4=314.26Mpa=（）/S=0.90x380/1.4=244.28Mpa=2.592x1.596/314.26=0.01316=2.169x1.80/244.28=0.01599 大齿轮的数值大。(2)设计计算mn=1.596对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0,以可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按

16、接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.2mm来计算应有的齿数。于是有大齿轮齿数, =cos/m=50.2cos=24.35 取Z1=25 大齿轮齿数， = =4.6625=116.5 取=1163.1.4几何尺寸计算(1)计算中心距a=（Z1+Z2）mn/（2 cos）=(25+116)/（2cos）=145.3mm，取a=145mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos(mn(Z1+)/（2a）)=arcos(141/145)= 因数值得改变不多，故参数，ZH，K等不必修正。(3)计算大小齿轮分度圆直径 d1=Z1mn/ cos=25x2/cos=51.41 d2=Z2mn/ cos

17、=116x2/cos=238.58 (4) 计算齿轮宽度b=d=1x51.4=51.4 圆整后取=55mm，=50mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.1.5小结实际传动比为：误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮251.415525大齿轮2238.58501163.2 低速级齿轮的设计3.2.1试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取64。3.2.2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 （1）确定公式内的各计算数值试选Kt1.6计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数d1由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接

18、触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa；由式1013计算应力循环次数60jLh60154.561（300x8x10）2.23 由图1019查得接触疲劳寿命系数1.09；由图1019查得接触疲劳寿命系数: 1.17计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，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 /S=1.09600MPa654MPa /S=1.17550MPa643.5MPa=(654+643.5)/2=648.75MPa 由图（10-26）查得=0.78，=0.82则端面重合度=+=0.78+0.82=1.6（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1

19、t。=68.1计算圆周速度v=0.55m/s计算齿宽bb=d=168.1mm=68.1 mm计算模数及纵向重合度 重合度 0.318x1x24xtan=1.903模数 m=2.75mm齿高 h=2.25m=2.252.75mm=6.18mm b/h=68.1/6.18=11.02计算载荷系数。根据v=0.55m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.02 ；查表（10-3）得 =1.2由表10-2查得使用系数KA=1.25由表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 =1.4233由b/h=11.02，=1.4233查图（1013）查得 =1.38故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.

20、251.021.423312.=2.18 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=75.5mm计算模数mn mn=mm=3.05mm3.2.3按齿根弯曲强度设计由式(107) m（1）确定公式内的计算数值计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.251.021.21.38=2.11确定螺旋角系数根据纵向重合度=1.903从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数ZV2=Z1/cos=24/=26.27ZV2=Z2/cos=83/=90.86 查取齿形系数 由表105查得2.591 =2.198查取应力校正系数由表105查得 =1.5966；=1.781计算大

21、、小齿轮的并加以比较 由图10由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲疲劳度极强限=380Mpa由图10-18 =0.94 ；=0.96取弯曲疲劳安全系数S=1.4=（）/S=0.94x500/1.4=335.71Mpa=（）/S=00.90x380/1.4=260.57Mpa=2.591x1.5966/335.71=0.01316=2.198x1.781/260.57=0.0150 大齿轮的数值大。（2）设计计算mn=2.395对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，取mn=3.0,以可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的

22、分度圆直径d1=75.5mm来计算应有的齿数。于是有大齿轮齿数, =cos/m=75.5cos=24.42 取Z1=24 大齿轮齿数， = =3.4525=83 取=833.2.4几何尺寸计算(1)计算中心距a=（Z1+Z2）mn/（2 cos）=3x(24+83)/（2cos）=165.4mm，取a=165mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos(mn(Z1+)/（2a）)=arcos(321/330)= 因数值得改变不多，故参数，ZH，K等不必修正。(3)计算大小齿轮分度圆直径 d1=Z1mn/ cos=24x3/cos=74.01 d2=Z2mn/ cos=83x3/cos=25

23、5.96(4) 计算齿轮宽度b=d=1x74.01=74.01 圆整后取=75mm，=70mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.2.5小结实际传动比为：误差为： 0.24%S=1.5故可知安全 截面4右侧 抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。0.1*56*56*56=17561.6抗扭截面系数35123.2 弯矩M及扭转切应力为M=256.16Nm 256160/17561.6=14.59MPa扭矩及扭转切应力为800000 22.77MPa过盈配合处的 由附表3-8用插值法求出 并取 于是得 3.16 2.53 轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数为0.92 故得综

24、合系数为3.25 2.62所以轴在截面4右侧的安全系数为5.8 5.1 3.83S=1.5故该轴在截面4右侧的强度也是足够的 。4.2中间轴设计：（1）材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35Mpa，A=115（2）各轴段直径的确定： 由, p=3.91,n=154,.4r/min则mm,段要装配轴承，选用6207轴承，=35mm，=40mm装配低速级小齿轮，由上边方法判断的e5，故无需用齿轮轴，且取=45mm，=75-2.5=72.5mm，段主要是定位高速级大齿轮，取=46mm，=9.5mm，装配高速级大齿轮，取=50mm，=50-2=48mm段要装配轴承，取=35mm，=42mm取

25、齿轮距箱体内壁距离为：8mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：10.5mm。故该轴总长为：L=212mm 4.3高速轴设计：（1）材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35Mpa，A=107（2）各轴段直径的确定：由, 则,考虑到该轴段上开有键槽，因此取=20mm，联轴器决定=93mm。，选用6309轴承,取=23mm。箱体结构决定L2=60mm装配轴承,取=25mm,=28mm取=31mm,=87.5mmd5高速级小齿轮一体式, ,取,d5=41.41mm，L5=55mm轴间高h=3 所以=31mm,箱体结构决定 =5.5mm装配轴承,取=25mm，=30mm

26、取齿轮距箱体内壁距离为：8mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：10.5mm。所以该轴的总长为：L=359mm5 键的设计与校核选择B型普通键 =1001205.1高速轴上键的设计与校核 (1)与V带轮联接的键 由d=20mm，选 bh=66，取L=80则 l=80，K=3 所以 所以所选键为:bhl=66805.2中间轴上键的设计与校核(1) 与大齿轮联接的键 已知d=40，=241.6Nm，取bh=149 L=40 则 l=42 k=4.5 根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为:bhl=14940(2)与小齿轮联接的键已知d=40，=241.6Nm，取bh=

27、149 L=60 则l=60 h=4.5所以所选键为:bhl=149605.3低速轴上键的设计与校核(1)与齿轮联接的键已知=56mm，=799.38Nm，取bh=1610 L=60 则l=60 k=5 根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为:bhl=161060(2) 与联轴器联接的键 已知=50mm，=799.38，取bh=149 L=70 则l=70 k=4.5 根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为:bhl=149706、滚动轴承的校核6.1计算低速轴的轴承：(1)已知 轴承6210 =23200N 求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为 轴向力： KN 2.346KN

28、 =0.06422在表13-5中介于0.04-0.07之间对应的e值为0.24-0.27Y值为1.8-1.6用线性插值法求得Y值Y=1.438 故X=0.56 Y=1.438 (2)根据表13-6，=1.01.2，有轻微冲击，则取=1.2。计算当量动载荷P，P=4148N故可以选用Kt1.6=1.041.01.09=1.6v=1.59m/sb=42.13mm=1.903m=1.71mmh=3.84mmb/h=10.97=1.421K=2.7=50.2mmK=2.63m=2=25=116a=145mm=51.41mm=238.58mm=55mm=60mm=9.92 V=0.55m/sb=68.1

29、mmm=2.75mmh=6.18mmb/h=11.02KA=1.25=1.38K=2.18d1=75.5mn=3.05K=2.11=0.88=1.5966；=1.781 =0.96=335.71=260.57m=3=24=83a=165mm=74.01mm=255.96mm=75mm=70mm=1.755KN=0.591KNNmNmW=2621452429M=256.16Nm799.38Nm9.77MPa15.26MPa 2.0671.4971.8751.4222.8441.821W=1756.635123.214.59MPa22.77MPa3.252.62=35mm=40mm=46mm=40

30、mm=35mm=40mm=72.5mm=9.5mm=48mm=42mm=20mm=23mm=25mm=31mmd5=41.41mm=31mm=25mm=93mmL2=60mm=28mm=87.5mmL5=55mm=5.5mm=30mmbhl=6680bhl=14940bhl=14960bhl=161060bhl=149707、箱体的设计及各部位附属零件的设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用球墨铸铁QT40018，布氏硬度。7.1铸造