大学毕设论文--带式运输机传动装置的设计机械设计课程设计说明书.doc

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1、机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动装置的设计工程 学院05 机械 班设计者 指导教师 目 录设计任务书3传动方案的拟定及说明4电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算6轴的设计计算9滚动轴承的选择及计算16键连接的选择及校核计算18联轴器的选择18减速器附件的选择19润滑与密封19设计小结20参考资料目录20机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器方案选择：按给定的原始设计数据（编号）1和传动方案（编号）d设计齿轮减速器一 总体布置简图 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4联轴器；5鼓轮；6带式运输机二 工作情况：连续单

2、向旋转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35 C 三 原始数据运输带工作拉力F（N）：1500卷筒直径D（mm）：220运输带速度V（m/s）：1.1带速允许偏差（）：%使用年限（年）：4工作制度（班/日）：2四 设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写五 设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器

3、、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸较为紧凑，中间轴较长、刚度差。电动机的选择1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40C，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000 m，额定电压380

4、V，频率50Hz，适用于无特殊要求的机械，所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2 电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw Pw1.65kW2） 电动机的输出功率PdPw/0.904初选联轴器的效率（0.99）初选齿轮传动的效率（0.98）初选轴承的效率（0.99）Pw=kW卷筒的效率0.96Pd1.90kW3 电动机转速的选择nd（i1i2in）nwnw卷筒转速（47.77 r/min）方案中只有齿轮传动，常用的齿轮传动的单级传动比i=35，故二级后为925，nd=429.931194.25 r/min，电动机的转速越高，磁极越少，尺寸质量越小，价格也越低；但传动装置的总传动比要

5、增大，传动级数增大，从而使成本增加。对Y系列电动机，通常多选用同步转速为1500 r/min和1000 r/min的电动机，故初选为同步转速为1000r/min的电动机。4电动机型号的确定由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 额定功率/kW2.2满载转速/（r/min）940计算传动装置的运动和动力参数计算总传动比及分配各级传动比1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nw=940/47.77=19.68多级传动中，总传动比为ii1*i2*i3in2 合理分

6、配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。因为i19.68，故取i1=i2=4.44速度偏差为0.1%=1.71mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由z1=26.23，取z1=26；z2=1154 几何尺寸计算1）计算中心距2）按圆整后的中心距修正螺旋角3）计算大、小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度a=145.32mm=arcosd1，d2b=dd1=53.7mm圆整后取圆整为145mm=141412”d1=53

7、.7mmd2=237.3mmB2=55mmB1=60mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋。考虑小齿轮分度圆直径较小，可能需要做成齿轮轴，选材应当与小齿轮一致，故轴材料选40CrII轴：1 初步确定轴的最小直径d=22.4mm2 求作用在齿轮上的受力Ft1=3431NFr1=Ft=1289NFa1=Fttan=873N；Ft2=782NFr2=294NFa2=199N3 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承7006AC，故取直径为30

8、mmii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为36mmiii. III-IV段为小齿轮，外径58mmiv. IV-V段分隔两齿轮，直径为40mmv. V-VI段安装大齿轮，直径为34mmvi. VI-VIII段安装套筒和轴承7006AC，直径为30mm2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为13mm，所以长度为13mm2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度60mm4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度根据画图得120mm5. V-VI段用于

9、安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为53mm6. VI-VIII段轴承长13mm考虑套筒定为25mm4 求轴上的载荷水平面支反力： FNH1=2605N，FNH2=44N垂直面支反力： FNV1=875N，FNV2=708NMh=111.0Mpa，Mv=37.3Mpa总弯矩 M1=117Nm扭矩 T3=185.3Nm5 按弯扭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，根据上述数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力=10.5Mpa前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由表151查得=70Mpa，因此,故安全。6 精确校核轴的疲劳

10、强度1） 判断危险截面截面、均不受扭矩和弯矩作用，虽然轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小值经是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面、均无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面A上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，轴径和截面相近，故不必作强度校核。截面A虽然应力集中最大，但同时这里的轴径也最大，故其也不必校核。截面和显然更不必校核。因而只需校核截面左右两端即可2） 截面V左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材为40Cr，调质

11、处理应力集中系数材料敏感系数有效应力集中系数尺寸系数扭转尺寸系数表面质量系数综合系数值碳钢系数的确定计算安全系数值3） 截面V右侧W=0.1d*d*dWT=0.2d*d*d=M/W查表15-1据r/d=0.04，D/d=1.25查表3-2查附图3-1查附图3-2查附图3-3轴按磨削加工，查附图3-4轴表面未经强化处理，即碳钢的特性系数取为W=6400WT=12800M=26029NmmT3=185300Nmm=4.07Mpa=14.48Mpa=735Mpa=355Mpa=200Mpa故轴选用安全抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力表面质量系数综合系数值所

12、以轴在截面右侧的安全系数为W=0.1d*d*dWT=0.2d*d*d=M/W过盈配合处的，由附表3-8求出并取=0.8轴按磨削加工，查附图3-4轴表面未经强化处理，即W=3930.4WT=7860.8M=26029NmmT3=185300Nmm=6.62Mpa=23.57Mpa=3.16=2.53故轴在右侧的强度也是足够的I轴：1 作用在齿轮上的力水平面支反力弯矩垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩Ft1=Fr1=FtFa1=FttanFNH1=332NFNv1=-349NT=43.5NmFt1=502NFr1=302NFa1=205NFNH2=473NMh=16.6NmFNv2=47NMv=17.5N

13、mM=24.1Nm2.按弯扭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，根据上述数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力=2.26Mpa前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由表151查得=70Mpa，因此,故安全。3.初步确定轴的最小直径4.轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) I-II段用于安装轴承30208直径40mmb) II-III段轴肩固定轴承直径定为53mmc) III-IV段为小齿轮，外径58mmd) IV-V段安装轴承30208直径40考虑到联轴器的轴向定位可靠，

14、定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30mme) V-VI段联轴器可靠定位，定位轴肩高度应达2.5mm，考虑端盖取直径35mmf) VI-段由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为28mm各段长度的确定g) I-II段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽16mm，该段长度定为32mmh) II-III段为轴环，宽度不小于5.6mm，定为6mmi) III-IV段为小齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为60mm，定为58mmj) IV-V段轴承宽度16mm，考虑套筒取为23mmk) V-VI段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及

15、联轴器安装尺寸，定为55mml) 该段由联轴器孔长决定为44mmIII轴1 作用在齿轮上的力FH1=244N，FH2=538NFv1=611N，Fv2=-317N2 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-V直径/mm42655550长度/mm845089254.求轴上的载荷Mm=41150N.mmT=395200N.mm5.弯扭校合滚动轴承的选择及计算I轴：轴承30208的校核1） 径向力2）派生力3）轴向力4)当量载荷5）轴承寿命的校核由于由于，所以由于为一般载荷，所以载荷系数为 II轴：轴承7006AC的校核2

16、） 径向力3） 派生力3）轴向力4）当量载荷5）轴承寿命的校核由于所以，由于，由于为一般载荷，所以载荷系数为III轴：轴承7010AC的校核1）径向力2）派生力3）轴向力4）当量载荷5）轴承寿命的校核由于所以轴向力由于，由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为键连接的选择及校核计算代号直径（mm）工作长度（mm）接触高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）高速轴8740（单头）28363.521.7312.32中间轴10850（单头）3445492.6530.28低速轴161050（单头）55425395.0268.40由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。联

17、轴器的选择一、 高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为 轴的转速较高，为减小启动载荷、缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，所以考虑选用弹性柱销联轴器，由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用LX2（GB/T5014-2003）其主要参数如下：材料HT200公称转矩 轴孔直径 ，轴孔长 ，二、 低速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为低速轴与工作机轴相连，由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一底座上，要

18、求具有较大的轴线偏移补偿，因此常需选用无弹性的挠性联轴器，故选用齿式联轴器，结合轴端直径选用GICL2（JB/T8854.3-2001）其主要参数如下：材料HT200公称转矩 轴孔直径 轴孔长 ， 减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用提手式通气器油面指示器选用杆式油标M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M181.5润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，同轴润滑，大齿轮浸大约一个齿高，且油面高度要在3050mm之间，所以取为32mm。二、 滚动轴承的润滑轴承采用脂润滑，加设挡油环三、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装

19、置用于小型设备，选用L-AN15润滑油；轴承采用L-XAAMHA2钙基润滑脂（GB491-1987）四、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封密封圈实现密封。选毡圈 35和毡圈65设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。轴承配合等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考资料目录1机械设计课程设计，高等教育出版社，吴宗泽，罗圣国主编，2006年5月第三版；2机械设计（第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版；3机械设计课程设计简明手册，哈尔滨工业大学出版社，荣涵锐主编，2005年1月第一版；4减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；5机械设计，高等教育出版社，彭文生，李志明，黄华梁主编，2002年8月第一版；6机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；7互换性与技术测量（第四版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。20