机械设计课程-带式运输机传动装置的设计.doc

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1、长江大学 机械课程设计题 目:带式运输机传动装置的设计 学生姓名 专 业 学 号 _班 级 _ 指导教师 设计题目： 带式运输机传动装置的设计设计条件：1、 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘； 2、 使用折旧期：八年3、 使用期限：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4、 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、 运输带速度允许误差：5%；6、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。7、 F=2600N,V=1.1m/s，D=220mm设计工作量：1、 减速器装配图1张；2、 零件工作图2张（齿轮，轴）；3、 设计说明书1份。目 录1.电

2、动机选择 2.传动比分配 3.运动和动力参数计算 4.传动零件的设计计算 5. 轴的计算6.减速器箱体主要结构尺寸7.轴的受力分析和强度校核8.轴承寿命计算9.键连接强度计算 参考文献计算内容和设计步骤：计 算 及 说 明结 果1.电动机选择 按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。 1.1确定电机功率=1工作机所需功率(kw)为 =2.60 kw按书查找得：齿轮传动效率 =0.97 球轴承 =0.99弹性联轴器 =0.99 滑块联轴器 =0.98总效率 = = 0.970.990.990.98 =0.89电动机所需工作功率(kw)为 =2.750.89=3.1kw1.2确定电动

3、机转速卷筒轴工作转速 n=52.5r/min二级圆柱齿轮减速器传动比 3.9 i7.5 3 i0.07d，故取h=6，则轴环处的直径=68mm。轴 环宽度，取 4）轴承端盖的总宽度为32mm。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右端面间的距离L=30mm，故 取 5）由低高速级齿轮与壁面的距离关系及齿轮间的距离关系，及轴承与内面的距离关系，可确定=56mm；=71mm。 （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连接。按=60mm由表6-1查得平键界面，键槽长为50mm。选择齿轮与轴的配合为.同样，半联轴器与轴的连接选用平键5.2高速

4、轴1，高速轴上的功率，转矩和转速： =3.075kW；=30.56Nm；=960r/min。2作用在齿轮上的力： 已知高速级齿轮的分度圆直径： 圆周力： 径向力：3.初步确定轴的最小直径： 按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。 有表15-3取， 于是得=15.52 mm 取22mm由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，即：取22mm 选梅花形弹性联轴器，由设计手册表8-8得联轴器型号为LM4轴孔直径22mm，故取=22mm， 半联轴器长度L=52mm，联轴器和轴配合采用4. 轴的设计方案。 （1）设计方案： （2）确定轴的各段直径和长度： 1）为了满足半联轴器的轴向定

5、为要求，1-2轴断左端需制出一轴肩，故取2-3断的直径=26mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取=50mm。 2）初步选择滚动轴承。选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=36mm，初步选取6006，其尺寸为 ，故=13mm； 右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6006型轴承的定位轴肩高度h不小于3.5mm，因此，取=37mm。 3）由于齿轮分度圆直径太小，故将齿轮设置成为轴的一部分。 4）轴承端盖的总宽度为36mm。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右端面间的距离L=30mm，故取66mm。 5

6、）由齿轮与壁面的距离关系及轴承与内壁面 的距离关系，可确定=16mm；=102mm。 （3）轴上零件的周向定位： 半联轴器采用平键连接。按=22mm由表6-1查得平键界面 ，键槽长为32mm。 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸： 参考表15-2，取轴端倒角为，2、5、6处圆角R1，其余各处R1.65.3中间轴1，中间轴上的功率，转矩和转速： =2.953kW；=143.37Nm；=193.7r/min。2作用在齿轮上的力： 大齿轮受力：=1300.4N=473.3N小齿轮受力：=4096.3N=1490.9N.3.初步确定轴的最大直径： 按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。 有表15-3

7、取， 于是得=27.14mm 由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，取30mm 齿轮与轴采用配合4. 轴的结构设计 （1）设计方案： （2）确定轴的各段直径和长度： 由轴的最大直径确定=33mm，由齿轮宽度及相应轴段比齿轮宽度短4mm，可确定；。齿轮之间采用轴肩位，轴肩高度h0.07d，取h=5，则轴环处的直径40mm.轴承段取d=33的轴承，轴承代号为6007，尺寸，故=33mm,。由轴承和内壁面之间的距离和齿轮与内壁面之间的距离关系，可得出；。 （3）由于大齿轮分度圆直径太小，故将齿轮设置成为轴的一部分。 小齿轮处采用平键连接。=33mm，4-5处平键尺， L=32mm。

8、 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸： 参考表15-2，取轴端倒角为，其余各处取R1.2.6.减速器箱体主要结构尺寸 名称符号尺寸关系结果 (mm)箱座壁厚0.025a+3=8.28788箱盖壁厚10.02a+3=7.2388箱盖凸缘厚度b11.5112箱座凸缘厚度b1.512箱座底凸缘厚度b22.520地脚螺钉直径df0.036a+1220地脚螺钉数目na250,n=4 ；a250500,n=6，a500时，n=84轴承旁联接螺栓直径d10.75df16盖与座联接螺栓直径d2(0.50.6)df10连接螺栓d2的间距L150200150轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df 8视孔盖螺钉直径d

9、4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8)d28d1 d2 df至外箱壁距离C1表11-2C1f=26C11=22C12=16df d2凸缘边远距离C2表11-2C2f=24C21=20C22=14轴承旁凸台半径R1C2120凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作 42外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(510) 47铸造过渡尺寸x,y表1-38x=3y=15大齿轮顶圆与内壁距离11.210齿轮端面与内箱壁距离210箱盖箱座肋厚m1,mm10.851， m0.86m1=7m=7轴承端盖外径D2D+（55.5）d3D21=95D22=102D23=120轴承旁联接螺栓距

10、离S尽量靠近，Md1和Md2互不干涉为准，一般取sD2S1=95S2=102S3=1207 轴的受力分析和强度校核 7.1 高速轴受力分析及强度校核如图小齿轮受力：=1358.2 N =494.4 N受力分析：由轴的结构图得： L1=134mm L2=51.5mm水平面：由得： FNH1=137.3N FNH2=357.1N弯矩 M=18390.7 Nmm铅垂面：由 得： FNV1=377.1N FNV2=981.14 N 弯矩 M=50526.7 Nmm总弯矩 M=53770 Nmm扭矩 T=30560 Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6 =21MPa之前已选轴材料为40Cr，

11、调质处理，查教材表15-1得70 MPa,故安全。 7.2中间轴受力分析及强度校核如图大齿轮受力：=1300.4N=473.3N小齿轮受力：=4096.3N=1490.9N.受力分析：由轴的结构图得：L1=64.5mm , L2=70mm , L3=52mm.水平面： 得： FNH1=-843.3N FNH2=174.3N弯矩 M=-54393 NmmM=Fr3L2+FNH1(L1+L2)= .6 Nmm 铅垂面： 得： FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N弯矩 M=FNV1L1= Nmm M=Ft3 L2FNV1(L1+L2)= Nmm总弯矩 M.= Nmm M= Nmm扭矩

12、T= Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6 =51.6MPa之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得70 MPa,故安全。 7.3低速轴受力分析及强度校核如图所示，齿轮受力为： Ft4= =3931N Fr4= Ft4 tan=3931tan20=1431N由轴的结构图得： L1=62.5mm L2=123mm受力分析水平面：得： FNH1=933.8 N FNH2=497.2 N弯矩 M=FNH1L1=61164 Nmm垂直面： 得： FNV1=2565 N FNV2=1366N弯矩 M=FNV1L1= Nmm总弯矩： =Nmm扭矩 T = Nmm 按弯扭合成应力校

13、核轴的强度，计算取=0.6=21.5MPa此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得60 MPa,故安全。8 轴承寿命计算 8.1 高速轴寿命计算 高速轴轴承为6006。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=15.2kN轴承受到的径向载荷：F=F=377.1N F=F=981.1N派生轴向力为：取e=0.4Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2Fd1,所以左端轴承1被压紧，右端轴承2放松。所以轴向力： Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N6006轴承

14、判断系数 e=0.4。 e 0.4由教材表13-5得动载荷系数： X1=0.44, Y1=1.40 X2=1，Y2=0由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N因为P1P2，所以以轴承2作为寿命计算轴承。球轴承=3 =48507 h =8.3年所以寿命满足使用要求。 8.2 中间轴寿命计算中间轴轴承为6007。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=19.5 kN轴承受到的径向载荷：F=F=3042.2N F=F=2354.5N派生轴向力为：取e=0.4Fd1=eFr1=1216.9

15、 N Fd2=eFr2=941.8 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承=3 =16765 h =2.9年所以寿命满足使用要求。8.3 低速轴寿命计算低速轴轴承为6010。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=22kN轴承受到的径向载荷：F=F=2565N F=F=1366N派生轴向力为：取e=0.37Fd1=eFr1=949N Fd2=eFr2=505.4N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承=3 = h =25.8年所以寿命满

16、足使用要求。9 键连接强度计算 9.1 高速轴上键连接强度计算高速轴上只有一个键连接，联轴器链接键：6632。圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力=120MPa。强度计算公式： 公式中数据： T1= 30.56Nm k=3mm l= 26 mm d=22 mm计算得： =35.62 MPa因为 所以满足强度要求。 9.2 中间轴键强度计算中间轴上只有一个键连接，大齿轮链接键：12832。圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力=120MPa。强度计算公式： 公式中数据： T2= 143.37 Nm k=4mm l= 20 mm d=40 mm计算得： =89.61MPa因为 所以满足强度要

17、求。 9.3 低速轴链接键强度计算低速轴上有两个键，第二级大齿轮链接键和输出联轴器链接键。第二级大齿轮链接键：161050联轴器链接键：12870都为圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力=120MPa。强度计算公式： 公式中数据：第二级大齿轮： T3= 515.88Nm k=5 mm l= 34 mm d=55 mm联轴器链接键：T3= 515.88 Nm k=4mm l= 58 mm d=40 mm计算得： 第二级大齿轮：=110.35 MPa联轴器链接键：=111.2 MPa因为都有 所以都满足强度要求。参考文献：1 机械设计（第八版）濮良贵2 机械设计课程设计手册吴宗泽3 机械原理（

18、第七版）孙桓4 材料力学 刘鸿文5 工程图学基础丁一，何玉林=2.60 kw =0.89p=3.1kwn=52.5r/minn=1000r/minp=4 kwn=960r/mini =18.3i=5.3i=3.45 n=960r/minn=181.7r/minn=52.5r/minp=3.075kwp=2.953kwp=2.836kwT=30.56 NmT=143.37NmT=515.88 Nm=540MPa=577.5MPad=41.883mmv=2.105m/sb=41.883mmm=1.745mmh=3.926mmK=1.5587d=44.495mmm=1.854mm=303.75MPa

19、=238.86MPaK=1.518m1=1.31 mmz1=30z2=147d1=45mmd2=220.5mma=132.75mmB1=50mmB2=45mm类型：直齿圆柱齿轮材料：小齿轮280 HBS40Cr(调质)大齿轮240 HBS45钢(调质)=630 Mpa=616 MPad=64.205mmv=0.661m/sb=64.205mmm=2.67mmh=6.019mmK=1.5653d=68.305mmm=2.846mm=314.2MPa=244.29 Mpam=2.33mmZ1=28Z2=105d3=70mmd4=262.5mma2=166.25mmB3=75 mmB4=70mmF=1358.2NF=494.4NFNH1=137.3NFNH2=357.1NM=8390.7 NmmFNV1=377.1NFNV2=981.14NM=50526.7 NmmM=53770 Nmm=21MPa安全F=1300.4NF=473.3NF=4096.3NF=1490.9NFNH1=-843.3N