机械课程设计带式运输机传动装置的二级减速器设计.doc

《机械课程设计带式运输机传动装置的二级减速器设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械课程设计带式运输机传动装置的二级减速器设计.doc（25页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、XXX学生课程设计（论文）题 目： 带式运输机传动装置的二级减速器设计 学生姓名： 学 号： 所在院(系)： 专 业： 班 级： 指 导 教 师： 职称： 职称： 年 月 日XXX教务处制目录一、设计任务书4二、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数72.1电动机的选择 72.1.1选择电动机类型 72.1.2计算电机功率功率72.1.3 选择电动机型号 82.2传动比的分配 82.3确定各轴的功率，转速，转矩82.3.1 各轴功率82.3.2各轴转速92.3.3.各轴输入转矩9三、齿轮传动的设计计算93.1 高速级齿轮设计93.1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿轮 93.1.2按接触疲劳

2、强度设计 93.1.3按弯曲强度计算 103.1.4验算 103.1.5高速级齿轮几何尺寸计算 103.1.6高速级齿轮的结构设计 113.2 低速级齿轮 113.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿轮 113.2.2按接触疲劳强度设计123.2.3按弯曲强度计算123.2.4验算133.2.5低速级齿轮几何尺寸计算133.2.6低速级齿轮的结构设计13四、轴的设计134.1 轴材料的选择134.2输入轴设计 14 4.2.2确定轴各段直径及长度 144.2.3中间轴的设计144.3.1初步确定轴的最小直径144.3.2确定轴的各段直径和长度154.4输出轴设计15 4.4.1初步确定轴的最

3、小直径154.4.2确定轴各段直径及长度164.5 高速轴的校核16五、轴承的选择及校核 195-1 轴承的选择 195.2.高速轴轴承的校核 195-2-1 求两个轴承受到的径向载荷195-2-2 计算轴承的轴向力205-2-3 求轴承的动载荷 205-2-4计算轴的寿命 20六 键选择及校核 216.1 高速轴键选择及校核 216.1.1确定键的类型及尺寸 216.1.2强度验算216.2中间轴键选择及校核216.2.1确定键的类型及尺寸216.2.2 强度验算216.3低速轴键的选择及校核226.3.1确定键的类型及尺寸226.3.2 强度验算22七 联轴器的设计237.1 高速轴联轴器

4、的选择与计算237.1.1高速轴联轴器的类型选择237.1.2 高速轴联轴器载荷计算237.1.3高速轴联轴器型号选择237.2 低速轴联轴器的选择与计算237.2.1高速轴联轴器的类型选择237.2.2 高速轴联轴器载荷计算237.2.3高速轴联轴器型号选择23八、润滑油及润滑方式的选择 237.1 齿轮润滑剂的选择237.2 滚动轴承润滑剂选择24九、箱体设计选择 24十 致谢 25十一、参考文献 25XXXX本科学生课程设计任务书题目 带式运输机传动装置的二级减速器设计1、课程设计的目的机械设计课程设计是课程教学的一重要内容,也是一重要环节,目的有三:1)使学生运用所学,进行一次较为全面

5、综合的设计训练,培养学生的机械设计技能,加深所学知识的理解;2)通过该环节,使学生掌握一般传动装置的设计方法,设计步骤,为后续课程及毕业设计打好基础,做好准备;3)通过该环节教学使学生具有运用标准、规范、手册、图册和查阅相关技术资料的能力，学会编写设计计算说明书，培养学生独立分析问题和解决问题的能力。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）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。要求装配图（1：1）一张，低速级齿轮与轴各一

6、张，设计说明书（word）一份。传动简图（附后）及设计原始参数如下。带拉力F（N）带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）48000.52503、主要参考文献1所学相关课程的教材 2陆 玉主编 ,机械设计课程设计,北京,机械工业出版社 , 2004。3濮良贵主编 ,机械设计,北京 ,高等教育出版社 , 1989.4吴宗泽主编 ,机械设计课程设计手册,北京 ,高等教育出版社,1992.5徐 灏主编 ,机械设计手册,北京,机械工业出版社, 1989.6徐 灏主编 ,机械设计图,北京,机械工业出版社, 1989.4、课程设计工作进度计划1)、准备阶段（0.5天）2）、设计计算阶段（1-1.5天）3）、减

7、速器的装配图绘制（3天）4）、绘零件图（2-2.5天）5）、编写设计说明书（2天）6）、答辩或考察阶段。(0.5天)指导教师（签字）日期年 月 日教研室意见：年 月 日学生（签字）： 接受任务时间： 年 月 日 传动示意图数据编号C1C2C3C4C5C6C7C8C9C10带工作拉力F（N）3800400042004500480050005200550053005350带速度V（m/s）0.80.60.60.50.50.81.01.31.41.2卷筒直径D（mm）300300260280250320350400380450课程设计（论文）指导教师成绩评定表题目名称评分项目分值得分评价内涵工作表现

8、20%01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研

9、究思路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。成果质量45%09插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩指导教师评语指导教师签名： 年月日机械设计课程设计一方案选择根据设计任务书

10、要求，选择C5作为设计原始数据：数据编号C5带工作拉力F（N）4800带速度V（m/s）0.5卷筒直径D（mm）250二、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数。2.1电动机的选择。2.1.1选择电动机类型。按工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机2.1.2计算电机功率功率F=4800N V=0.5m/s D=250 mm工作机功率 Pw=FV/1000=2.4KW传动总效率： =0.816 式2.1在式2.1中：滚动轴承的效率 =0.98齿轮的啮合效率 =0.97联轴器的效率 =0.98电机功率 Pd=2.94 kw2.1.3 选择电动机型号根据计算选择Y132S6电动机 主要参数如下电动

11、机型号额定功率电动机转速r/min质量kg同步满载Y132S631000960632.2传动比的分配 工作机的转速：有公式Dn=V得出:n=6010000.5/2503.14=38.21 r/min总传动比为：i=n0/n=960/38.21=25.1。注：D为滚筒的直径250mm；为滚筒的圆周速度0.5，因为滚筒和钢绳的接触点的速度大小相同;n为工作机的转速，即运输带的转速;n0为电动机的满载转速。分配传动比: i12=5 , i23=5, 2.3确定各轴的功率，转速，转矩 2.3.1 各轴功率高速轴1输入功率：P1=Pd*=2.94*0.96=2.82 KW中间轴的输入功率:P2=P121

12、 =2.82*0.98*0.97=2.68KW低速轴3的输入功率:P3=P221 =2.68*0.98*0.97=2.55 KW2.3.2各轴转速高速轴1转速 n1=n0=960r/min中间轴2转速n2=n1/i12=960/5=192 r/min低速轴的3转速n3=n2/i23=192/5=38.4r/min2.3.3.各轴输入转矩电机轴输出转矩 Td=9550*Pd/n=9550*2.94/960=29.25 N.m高速轴1的输入转矩 T1=29.25*1*0.96 =28.08N.m中间轴的输入转矩T2=28.08*5*0.98*0.97=633.46 N.m低速轴3的输入转矩 T3=

13、033.46*5*0.98*0.97=634.34 N.m轴效率P (KW)转矩T (N.m)转速N(R/S)12.8228.0896022.68133.4619232.55634.3038.40三、齿轮传动的设计计算3.1 高速级齿轮3.1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿轮按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。由资料2表10-1查得，选择小齿轮材料为40号钢（调质），硬度为197286HBS。大齿轮材料为45钢（正火）硬度为156217HBS。运输机为一般工作机械，速度不高，由资料2表10-1可知。选用8级精度（G B10095-88）.3.1.2按接触疲劳强度设计由于齿轮传动为闭

14、式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。由表11-1知小齿轮相应的接触疲劳强度极限HLim=550-620MPa 弯曲疲劳强度极限FE=410-480 MPa 。大齿轮相应的接触疲劳强度极限HLim=350-400MPa 弯曲疲劳强度极限FE=280-340 Mpa。由表115得，安全系数SH=1 SF=1.6则H1= HLim /SH =590/1=590 MPa F1= FE / SF =450/1.6=281.25 MPa H2= HLim /SH=380/1=380 MPaF2= FE / SF=310/1.6=193.75 MPa由表113得载荷系数K=1,齿宽系数d=0.7小齿轮

15、转矩 T=28.08 N.m由表11-4得 ZE=189.8 ，对于标准齿 ZH=2.5 又u=5 由设计计算公式得d1t2.32(KT1/d)(u1)/u(ZE/H) 2 1/3 =53.15mm取Z1=21，则Z2=21*5=105,取Z2=106，则 实际传动比i=5.05模数m=d1/z1=2.53齿宽 b=d d1mm =0.7*53.15=37.21 mm,取b2=40mm b1=45mm按表4-1将模数标准化为m=2.5mm则实际d1=z1m=52.5mm d2=z2 m=265 mm中心距：a=(d1+d2)/2=158.75 mm3.1.3按弯曲强度计算由图11-8得 YFa

16、1=2.88 YFa2=2.15图11-9得YSa1=1.57 Ysa2=1.79则F1=2KT1YFa1YSa1/bm*mz1=2*1*28.08*1000*2.88*1.57/(40*2.5*2.5*21)=48.37F1=281.25MPaF 2=F1 YFa2 Ysa2/ (YFa1 YSa1)=41.17 MpaF2=193.75 Mpa3.1.4验算齿轮圆周速度 V=d1n1/(60*1000)=2.64m/s符合8级精度3.1.5高速级齿轮几何尺寸计算高速级齿轮传动的几何尺寸见表1表1 名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角分度圆直径d152.5d2265齿顶圆直径Da1= d

17、1+2ha 57.5Da2= d2+2ha 270齿根圆直径Df1= d1-2ha46.25Df2= d2-2ha258.75中心距a=m(Z1+Z2)/2158.75齿宽b1=dd145b2=b1-(410)403.1.6高速级齿轮的结构设计小齿轮因尺寸小而设计成齿轮轴，大齿轮设计成腹板式齿轮，结构见装配图3.2 低速级齿轮3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿轮 按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。由资料2表10-1查得，选择小齿轮材料为40号钢（调质），硬度为197286HBS。大齿轮材料为45钢（正火）硬度为156217HBS。运输机为一般工作机械，速度不高，由资料2表10

18、-1可知。选用8级精度（G B10095-88）.3.2.2按接触疲劳强度设计由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。由表11-1知小齿轮相应的接触疲劳强度极限HLim=550-620MPa 弯曲疲劳强度极限FE=410-480 MPa 。大齿轮相应的接触疲劳强度极限HLim=350-400MPa 弯曲疲劳强度极限FE=280-340 Mpa。由表115得，安全系数SH=1 SF=1.6则：H3= HLim /SH =590/1=590 MPa F3= FE / SF =450/1.6=281.25 MPa H4= HLim /SH=380/1=380 MPaF4= FE /

19、 SF=310/1.6=193.75 Mpa由表113得载荷系数K=1,齿宽系数d=0.7小齿轮3转矩 T=133.46 N.m由表11-4得 ZE=189.8 ，对于标准齿 ZH=2.5 又u=5 由设计计算公式得d1t2.32(KT1/d)(u1)/u(ZE/H) 2 1/3 =89.36mm取Z3=30，则Z4=21*5=150,取Z4=151，则 实际传动比i=5.03模数m=d3/z3=2.98齿宽 b=d d3 mm =0.7*89.36=62.56 mm,取b4=60mm b3=70mm按表4-1将模数标准化为m=3mm则实际d3=z3m=90mm d4=z4 m=453 mm中

20、心距：a=(d3+d4)/2=271.5 mm3.2.3按弯曲强度计算由图11-8得 YFa3=22.6 YFa3=1.68图11-9得Ysa4=2.1 Ysa4=1.83则F3=2KTYFa3Ysa3/bm*mz3=66.43F3=281.25MpaF 4=F3 YFa4 Ysa4/ (YFa3 Ysa3)=58.45 MpaF4=193.75 Mpa3.2.4验算齿轮圆周速度 V=d3n3/(60*1000)=0.9m/s符合8级精度3.2.5低速级齿轮几何尺寸计算低速级齿轮传动的几何尺寸见表2 表2 名称计算公式结果/mm模数m3压力角分度圆直径d190d2453齿顶圆直径Da3= d3

21、+2ha 96Da4= d4+2ha 459齿根圆直径Df3= d3-2ha82.5Df4= d4-2ha445.5中心距a=m(Z3+Z4)/2271.5齿宽B3=dd170B4=b1-(410)603.2.6低速级齿轮的结构设计因低速级小齿轮较小，故采用实心式结构，大齿轮采用腹板式结构，具体见装配图四、轴的结构设计及校核4.1 选择轴的材料轴的材料为45号钢调质处理 查表14-3得C为118-1074.2输入轴设计 4.2.1 初步确定轴的最小直径已知输入轴P=2.28KW T=28.08N.m n=960r/min按扭矩强度计算最小直径 由公式dAo (P2/n2)1/3=15.320-

22、16.89mm考虑到轴上键槽的影响，轴径应增大10%-15%，考虑到电机轴直径为38，故初步取标准直径dmin=38mm4.2.2确定轴各段直径及长度的确定根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下图轴段1：固定联轴器 ,直径与长度应和联轴器内径与长度相适应d1=38,L1=58轴段2：固定轴承透盖 d2=42 ，L2=44轴段3: 固定深沟球轴承及挡油环，直径应与轴承内径相适应 d3=45，L3=33轴段4: 齿轮轴 d4=57.5 ,L3=43轴段5: 非定位轴肩 d5=52，L5=95轴段6: 固定固定深沟球轴承及挡油环，直径应与轴承内径一致d6=45.L6=3

23、34.3中间轴的设计 4.3.1初步确定轴的最小直径已知P=2.68KW T=133.46N.m n=192r/min按扭矩强度计算最小直径 由公式dAo (P2/n2)1/3=28.4 mm -26.33mm考虑到轴上键槽的影响，轴径应增大10%-15%，考虑到中间轴最小直径最好大于高速轴的直径，故初步取标准直径dmin=45mm4.32确定轴各段直径及长度的确定根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下图轴段1， 固定深沟球轴承及挡油环，直径应与轴承内径相适应 d1=45，L1=39轴段2， 固定齿轮2，长度应比齿轮轮毂略短， d2=52 ,L2=36轴段3 定位

24、轴肩 d3=62，L3=27轴段4 固定齿轮3，长度应比齿轮轮毂略短d4=52.L4=68轴段5 固定深沟球轴承及挡油环，直径应与轴承内径相适应d5=45，L5=394.4输出轴设计4.4.1初步确定轴的最小直径已知输出轴P=2.55KW T=634.3N.m n=38.4r/min按扭矩强度计算最小直径 由公式dAo (P2/n2)1/3=43.33-47.78mm，考虑到轴上键槽的影响，轴径应增大10%-15%，即47.66-54.95 mm故初步取标准直径dmin=50mm4.4.2 确定轴的各段直径和长度根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下图轴段1：固定

25、深沟球轴承及挡油环，直径应与轴承内径相适应d1=55,L1=45轴段2 非定位轴肩d2=72,L2=69轴段3 固定齿轮4，长度应比齿轮轮毂略短 d3=62，L3=57轴段4 固定深沟球轴承及轴承透盖，直径应与轴承内径相适应，d4=55 ,L3=83轴段5 固定联轴器 ,直径与长度应和联轴器内径与长度相适应，且不能小于最小直径。D5=50,L5=82 4. 5高速轴的校核齿轮切向力 径向力 轴向力 ： 因为选用的是圆柱直齿传动，所以， 1)轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2)垂直平面受力图和水平平面受力图求

26、出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面将计算出的危险截面处的的值列入下表：载荷水平面H垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩已齿轮轴的材料为40号钢调质，查表14-1得B =650MPa ，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。取，轴的计算应力式（92）结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。五、轴承的选择及校核5-1 轴承的选择高速轴和中间轴均选用深沟球轴承,根据轴径的大小,查表6-1选用 轴承代号6309 （GB/T 276-1994）低速轴选用 轴承代号63105.2.高速轴轴承的校核轴承的预期计算寿命5-2-1 求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以 5

27、-2-2 计算轴承的轴向力查表6-1（GB/T297-1994）得6309型号轴承所以 5-2-3 求轴承的动载荷查表16-11得对轴承1 对轴承2 查表16-9取冲击载荷因数5-2-4计算轴的寿命 所以 所以轴承满足寿命要求。六 键选择及校核6.1 高速轴键选择及校核6.1.1确定键的类型及尺寸一般8级精度的齿轮有定心精度要求，应选用A型圆头普通平键联接根据键处轴段的长度及轴径，由表10-9查得键的截面尺寸：b=12mm,h=8mm.参照联轴器毂长L=60mm，及普通平键长度系列得键长.6.1.2强度验算 因为是静连接故只验算挤压强度,由表10-10得，键的工作长度， （合适） 键标记为：键

28、 1240 GB/T 1095-20036.2中间轴键选择及校核6.2.1确定键的类型及尺寸一般8级精度的齿轮有定心精度要求，应选用A型圆头普通平键联接对于齿轮2安装键处轴径，由表10-9查得键的截面b=16mm,h=10mm.普通平键长度系列得键长.对于齿轮3安装键处轴径，由表10-9查得键的截面b=16mm,h=10mm.普通平键长度系列得键长.6.2.2 强度验算 齿轮2处键因为是静连接故只验算挤压强度,由表10-10得，键的工作长度， 键标记为：键 1630GB/T 1095-2003齿轮3处键键的工作长度， 键标记为：键 1645GB/T 1095-20036.3低速轴键的选择及校核

29、6.3.1确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用A型圆头普通平键联, 对于安装大齿轮键处轴径，由表10-9查得键的截面尺寸：b=18mm,h=11mm。普通平键长度系列得键长.对于安装联轴器键处轴径，由表10-9查得键的截面尺寸：b=14mm,h=9mm.普通平键长度系列得键长.6.3.2 强度验算 大齿轮处键因为是静连接故只验算挤压强度,由表10-10得，键的工作长度 键标记为：键1855 GB/T 1095-20032.联轴器处键的工作长度键标记为：键1870 GB/T 1095-2003七 联轴器的设计7.1 高速轴联轴器的选择与计算7.1.1高速轴联轴器的类型选择选

30、用凸缘联轴器 7.1.2 高速轴联轴器载荷计算KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3计算转矩TC=KAT=1.328.08=36.50Nm，7.1.3高速轴联轴器型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用GY5凸缘联轴器，其额定转矩T=400Nm, 许用转速n=8000r/m ,故符合要求。7.2 低速轴联轴器的选择与计算7.2.1高速轴联轴器的类型选择选用凸缘联轴器 7.2.2 高速轴联轴器载荷计算KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3计算转矩TC=KAT3=1.3634.3=824.59Nm，7.2.3高速轴联轴器型号选择根据TC，轴径d

31、，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用GYH6凸缘联轴器，其额定转矩T=900Nm, 许用转速n=6800r/m ,故符合要求。八、润滑油及润滑方式的选择 8.1 齿轮润滑剂的选择因齿轮的圆周速度12m/s,所以用侵油润滑方式,高速级齿轮侵入油里约0.7个齿高,但不小于10mm,低速级齿轮侵入油里约一个齿高不小于10mm,即1/6齿轮.8.2 深沟球轴承润滑剂选择因dn(1.5-2) mm.r/min,所以选用润滑脂润滑。九、箱体及其附件的设计选择 机座壁厚度： 机盖壁厚度：机座凸缘厚度：机盖凸缘厚度：机座底凸缘厚度：地脚螺钉直径：地脚螺钉数目：6轴承旁联接螺栓直径：机盖与机座联接螺栓直径：窥视孔盖螺钉直径：定位销直径： 至外壁距离：26 至凸缘边缘距离：轴承旁凸台半径：轴承旁凸台高度：外机壁至轴承座端面距离：大齿顶圆与内机壁距离：齿轮端面与内机壁距离：机座肋板厚度：十 致谢 经过为期三周的努力终于顺利圆满的完成机械设计课程设计任务。在此对XXX老师等老师在课程设计中的精心指导和辅导表示深刻真诚的感谢。十一、参考文献1、吴宗泽 罗圣国 编机械设计课程设计手册高等教育出版社 20092、杨可桢 程光蕴 李仲生 编机械设计基础（第五版）高等出版社 20093 、 龚溎义 编 机械设计课程设计图册（第三版）高等教育出版社 2009