机械设计基础课程设计带式运输机传动装置1

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1、 机械设计基础课程设计课程名称 机械设计基础 题目名称_带式运输机传动装置_学生学院 机械与动力工程学院 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师 2009年12月15日目 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传动装置的运动和动力参数的选择和计算5传动零件的设计计算6轴的设计计算15滚动轴承的选择和计算22键联接的选择和计算22减速器附件的选择和密封类型的选择22联轴器的选择23减速器箱体的设计23设计小结24参考文献24一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设

2、计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉力： F = 4.8 kN； 2运输带工作速度： v = 1.7 m/s； 3卷筒直径： D = 450 mm； 4使用折旧期： 8年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。 7. 滚筒效率 =0.96； 8. 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35； 9. 动力来源 电力，三相交流，电压380220V； 10. 检修间隔期 四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；三、 课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张（轴、

3、齿轮各1张）；3设计说明书 1份。四、传动方案的选择 共有七个方案供选择，我选择第三个方案，如下图所示。 选择理由：1.环境灰尘较大，环境比较恶劣，工作时间很长，如果选择开式传动，灰尘进入传动装置，很容易磨损失效。故选择闭式传动，于是排除了a方案和d方案。2.f方案采用涡轮蜗杆式，适合于较大拉力和较小速度的情况，不适合本题中的要求。3.d、e方案中采用了斜齿圆柱齿轮，会产生较大的轴向力和径向力，不合适。4.b、c、g方案中，c方案结构较为紧凑。在室内不会占很大的地方。综合以上考虑，选择c方案。5、 电动机的选择： 根据设计指导书推荐，采用Y 系列电动机。电动机要求功率和转速的计算：带式输送机所

4、需功率=F*v/(1000*)=(4800*1.7)/(1000*0.96)=8.5KW;电动机输出功率 =/ ;其中 为各效率概略值的总作用，各效率概略值取值如下表(查手册表1-7)：符号效率概略值个数取该值原因说明弹性联轴器0.9922这类联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲减振的能力，比较具有代表性8 级精度齿轮传动副0.9628 级精度齿轮为铸造中对精度无特殊要求的齿轮。滚子轴承0.983滚动轴承：摩擦阻力小、启动灵敏、效率高、润滑简便易于互换。=0.992*0.96*0.98=0.85358；故 =/ =8.5/0.85358 KW=9.958 KW；=v

5、/(*d)=1.7/(3.14*0.45)=1.2r/s=72.2r/min;已知二级圆柱齿轮传动比i8-40,可得电动机转速范围n = 577.6 2888r /min工程上通常使用1500r/min 和1000r/min 两种规格，可大致选定以下两种型号的电动机.电动机额定功率(KW)转速(r/min)计算值9.958577.6 2888Y 160M-4111460Y 160L-611970注：Y 160M4 有4 对磁极，比有6 对磁极的Y 160L6 更加节约空间，最后选定电动机Y 160M4。六、传动装置的运动和动力参数的选择和计算计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传

6、动比由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为i=/=1460/72.2=20.222）分配各级传动比为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i=1.11.4i； 所以由i= i i， 高速级齿轮传动比 低速级齿轮传动比5、计算传动装置的运动和动力参数已知各级传动副传动比，已知电动机输出功=9.958KW和转速=1460r/min,且计算得电动机的输出转矩=9550*/=9550*9.958/1460=65.14N*m 。根据设计指导书172页公式逐一计算得各轴运动和动力参数。 1 号轴（高速轴）：电动机输出轴与1 号轴之间存在一个联轴器效率.故取=0.992. =1

7、460r/min =9.958*0.992=9.878KW; =65.14*0.992=64.62KW;2 号轴（从动轴）：1 号轴与2 号轴之间存在一个轴承效率、一个齿轮传动副效率。故取=0.96*0.98=0.9408； =/=1460/5.32=274.4r/min =9.878*0.9408=9.293KW; =64.62*5.32*0.9408=323.4N*m;3 号轴（低速轴） 2 号轴和3 号轴之间存在一个齿轮传动副效率，一个轴承效率。故取 =0.96*0.98=0.9408； =/=274.4/3.8=72.2r/min; =9.293*0.9408=8.743KW; =32

8、3.4*3.8*0.9408=1156KW;综上，各轴运动和动力参数整理如下表，以便于以后的计算查找。轴1轴2轴3转速r/min1460274.472.2输入功率KW9.8789.2938.743输入转矩Nm64.62323.41156四、传动零件的设计计算齿轮的设计1. 材料选择： (1).小齿轮材料选择40MnB调质处理，齿面硬度241286HBS。接触疲劳极限=680760MPa，取720MPa ,弯曲疲劳极限=580610MPa，取600MPa。 (2).大齿轮材料选用ZG35SiMn 调质处理，齿面硬度241269HBS。接触疲劳极限=590 740MPa ，取630MPa。弯曲疲劳

9、极限=500 520MPa ，取510MPa。 (3) 、补充说明：如此大小齿轮材料的选择满足软齿面齿轮硬度差为3050MPa的要求。该设计中的高速级齿轮对和低速级齿轮对都服从该材料选择。为便于下一步的计算，先将齿轮许用应力值整理如下（根据课本171 页表115，取最小安全系数=1.1 ,=1.3.) =/=720/1.1=655MPa =/=630/1.1=573MPa =/=600/1.3=462MPa =/=510/1.3=392MPa2. 齿轮直径估计及相关参数的确定 由课本171 页，根据齿面接触强度，齿轮估算公式 mm 电动机载荷均匀，取K = 1.2两齿轮均为锻钢，取弹性系数 =

10、189.8 标准齿轮，取= 2.5 齿轮相对于轴承非对称分布（软齿面），取齿宽系数= 0.8 代入各系数及T = 64.62N m = 6.462N*mm ,得高速级小齿轮直径范围 =54.05mm代入各系数及T = 323.4N*m =3.234 N*mm，得低速级小齿轮直径范围 =94.37mm现暂取=60mm ，=96mm.高速级：令=20,则=20*5.38=107.6108. i=108/20=5.4, 5.4与5.38误差在3%范围内，满足设计指导书提出的要求，故可采用模数m=/=60/20=3mm ,则小齿轮实际直径=60mm,大齿轮实际直径=3*108=324mm. 低速级：令

11、=96/3=32,则=32*3.8=121.6122. i=122/32=3.81, 122与32误差在3%范围内，满足设计指导书提出的要求，则小齿轮实际直径=96mm,大齿轮实际直径=3*122=366mm. 可以看出，两组齿轮的齿宽不相等： 高速级齿宽b=60*0.8=48mm ,圆整后小齿轮齿宽=50mm，大齿轮齿宽=45mm。 低速级齿宽b=96*0.8=76.8mm ,圆整后小齿轮齿宽=80mm，大齿轮齿宽=75mm。3. 轮齿弯曲强度校核 由校核公式=，对轮齿弯曲强度进行校核。由课本173 页图118 和174 页图119： =20时，齿形系数=2.9，齿根修正系数=1.57 =1

12、35时，齿形系数=2.2，齿根修正系数=1.83 =32时，齿形系数=2.6，齿根修正系数=1.625 =122时，齿形系数=2.2，齿根修正系数=1.83 代入数据，对高速级小齿轮校核得=60.67MPa ,=60.67MPa392MPa. 对高速级大齿轮校核得=64.23MPa ,=64.23MPa392MPa . 对低速级小齿轮校核得=171.13MPa ,=171.13MPa392MPa. 对低速级大齿轮校核得=174.72MPa ,=174.72MPa392MPa .校核均满足要求。4. 齿轮参数总表参数名称 数值参数名称数值小齿轮直径（高速）60mm大齿轮直径（高速）324mm小齿

13、轮直径（低速）96mm大齿轮直径（低速）366mm中心距(高速)(60+324)/2=192mm中心距(低速)(96+366)/2=231mm齿顶高3mm齿根高3.75mm小齿轮齿数（高速）20大齿轮齿数（高速）108小齿轮齿数（低速）32大齿轮齿数（低速）122小齿轮齿宽（高速）50大齿轮齿宽（高速）45小齿轮齿宽（低速）80大齿轮齿宽（低速）75模数3mm五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径高速轴为输入轴

14、，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=20mm。取=20mm高速轴工作简图如图(a)所示首先确定个段直径A段：=20mm 有最小直径算出B段：=25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm的C段：=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径D段：=36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mmE段：=60mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116G段， =30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径F段：=36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm第二、确定各段轴的长度A段：=1.6*20=32mm,

15、圆整取=30mmB段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：=28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）=B+3+2=16+10+2=28mmG段：=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）F段：，=2-2=10-2=8mmE段：，齿轮的齿宽D段：=92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=92mm轴总长L=290mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm，2、轴的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相

16、同，40Cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=34.3mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30207，故取=35mm轴的设计图如下：首先，确定各段的直径A段:=35mm,与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合F段：=35mm，与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合E段：=43mm，齿轮轴上齿轮的分度圆直径B段：=48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C段：=96mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：=50mm, 定位轴肩然后确定各段距离：A段： =29mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油

17、盘的长度B段：=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：=80mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）F段：=41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：=9.5mm,由轴得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm减去已知长度 得出3、轴的设计计算输入功率P=8.743KW,转速n =72.2r/min,T=1156000Nmm轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得=110所以轴的直径: =54.4mm。因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=57.7mm。由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型

18、号为LX4轴孔的直径=60mm长度L=142mm轴设计图 如下：首先，确定各轴段直径A段: =70mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30214）配合B段: =75mm,非定位轴肩,h取2.5mmC段: =87mm,定位轴肩，取h=6mmD段: =83mm, 非定位轴肩，h=6.5mmE段: =70mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30214）配合F段: =65mm,按照齿轮的安装尺寸确定G段: =60mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =50mm,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸B段: =73mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值根据轴承（圆锥滚子轴承302

19、14）宽度需要D段: =60mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段: =36.5mm, 由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段: =142mm,联轴器孔长度轴的校核计算,第一根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮轴受力如右图：查设计指导书75页得受力点距离a=13.8mm据此求得在水平截面上，圆周力作用产生支座反力 =/()=2154*48.2/179.4=578.7N =-=2154-578.7=1575.3N在垂直截面上，径向力作用产生支座反力 =/()=784*48.2/179.4=210.6N， =-=784-210.6=573.4N(1) 画

20、弯矩图 在水平面上 =F=75929N*mm,在垂直面上 =27638N*mm,合成弯矩 M=80803N*mm(2) 求危险截面当量弯矩图示中标出的剖面即为危险截面，其当量弯矩为=认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取=0.6带入数据得到=89624N*mm(3) 轴径校核 由课本246页表14-3查得=90MPa. 由弯扭合成校核公式 =/(0.1)=89624/(0.1*36)=19.2MPa90MPa,所以危险截面取轴直径恰当。第二根轴求轴上载荷已知：查设计指导书75页，得受力点距离a=15.3mm受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在左

21、边W=0.1=11059mm危险截面当量弯矩为=认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取=0.6带入数据得到=374181N*mm轴径校核 由课本246页表14-3查得=90MPa. 由弯扭合成校核公式 =/(0.1)=374181/11059=33.8MPa90MPa,所以危险截面取轴直径恰当。第三根轴:求轴上载荷已知：受力如图：查设计指导书75页，得受力点距离a=22.3mm在水平截面上，圆周力作用产生支座反力 =/()=6737*121.7/184.9=4434N =-=6737-4434=2303N在垂直截面上，径向力作用产生支座反力 =/()=2452*121.7/184.9=1614N

22、， =-=2452-1614=838N(4) 画弯矩图 在水平面上 =F=280275N*mm,在垂直面上 =101985N*mm,合成弯矩 M=298253N*mm(5) 求危险截面当量弯矩图示中标出的剖面即为危险截面，其当量弯矩为=认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取=0.6带入数据得到=755007N*mm(6) 轴径校核 由课本246页表14-3查得=90MPa. 由弯扭合成校核公式 =/(0.1)=755007/(0.1*75)=17.89MPa90MPa,所以危险截面取轴直径恰当。六、滚动轴承的选择和计算 本设计中的轴承选择圆锥滚子轴承：高速轴30206从动轴30207低速轴302

23、14高速轴寿命校核：(1)轴承轴向力的计算轴的设计与计算中得到 =/()=2154*48.2/179.4=578.7N =-=2154-578.7=1575.3N =/()=784*48.2/179.4=210.6N， =-=784-210.6=573.4N由此求得高速轴的轴承载荷： =624N =1676N查设计指导书，得到Y=1.6，所以根据课本281页轴向力公式可得 =/(2Y)=624/(2*1.6)=195N =/(2Y)=1676/(2*1.6)=534N(2) 计算轴承的当量动载荷 对于轴承1,查设计书得到e=0.37 /=0.3125e=0.37当量动载荷为 =624N对于轴承

24、2，/=0.3125365*24*4 可以保证4年内不更换轴承.从动轴寿命校核：(1)轴承轴向力的计算轴的设计与计算中得到 水平支反力: 垂直支反力: 由此求得从动轴的轴承载荷： =5185N =3910N查设计指导书，得到Y=1.6，所以根据课本281页轴向力公式可得 =/(2Y)=5185/(2*1.6)=1620N =/(2Y)=742/(2*1.6)=232N(2) 计算轴承的当量动载荷 对于轴承1,查设计书得到e=0.37 /=0.3125e=0.37当量动载荷为 =5185N对于轴承2，/=0.3125365*24*4 可以保证4年内不更换轴承.低速轴寿命校核：(1)轴承轴向力的计

25、算轴的设计与计算中得到 =/()=6737*121.7/184.9=4434N =-=6737-4434=2303N =/()=2452*121.7/184.9=1614N， =-=2452-1614=838N由此求得低速轴的轴承载荷： =4719N =2451N查设计指导书，得到Y=1.4，所以根据课本281页轴向力公式可得 =/(2Y)=4719/(2*1.9)=1242N =/(2Y)=2451/(2*1.9)=645N(4) 计算轴承的当量动载荷 对于轴承1,查设计书得到e=0.42 /=0.263e=0.42当量动载荷为 =4719N对于轴承2，/=0.0.263365*24*4 可

26、以保证4年内不更换轴承.7、 键联接的选择和计算 1. 轴上联轴器处采用键A，bhL=6620 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa满足设计要求2轴上大齿轮处键键 A1225，bhL=10836 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa满足设计要求3轴上）联轴器处采用键A，bhL=149100 单键满足设计要求2）联接齿轮处采用A型键A 单键125Mpa满足设计要求八、减速器附件的选择和密封类型的选择通气器：采用和油面指示器相连的器件（具有通气作用的油标尺3 【P78】）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M161.5 润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，

27、由于低速级周向速度为0.88m/s.考虑到中间的齿轮b充分浸油，而浸油高度为六分之一至三分之一大齿轮半径（D=378 mm），取为60mm。二、 滚动轴承的润滑由于浸油齿轮的周向速度中有大于2m/s的，为了简便，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较，根据周向速度，选取运动粘度约在275mm/s的润滑油，考虑到该装置用于中小型设备，选用N320润滑油。四、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。九、联轴器的选择1.高速轴的联轴器选择T=64.62

28、N.m取K=1.5,则T=1.564.62=96.93N根据 T选取LX1型弹性柱销联轴器，公称转矩为250 N.m根据轴的直径选d=20mm.2.低速轴的联轴器选择T=1156 N.m取K=1.5,则T=1.51156=1734N根据 T选取LX4型弹性柱销联轴器，公称转矩为2500 N.m根据轴的直径选d=60mm.十、箱体的设计根据设计的零件尺寸大小选择用剖分式箱体。采用铸造工艺，材料使用HT200.箱体的结构尺寸如下表。图参见机械设计基础课程设计【P14】名称符号及数值（mm）箱体壁厚=10箱盖壁厚=8箱体凸缘厚度b=13,b=12,b=21加强肋厚m=8,m=7地脚螺钉直径d=20地

29、脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径d=15箱盖、箱座联接螺栓直径d=12轴承盖螺钉直径和数目d=8,n=4轴承盖（轴承座端面）外径D=80观察孔盖螺钉直径d=8d、d、d至箱体外壁距离； d、d至凸缘边缘的距离C=20,C=20轴承旁凸台高度和半径h由结构决定，R= C=20箱体外壁至轴承座端面距离l=50 设计小结由于时间比较紧，所以这次的设计存在许多缺点，比如由于齿轮大小选择不当，使箱体结构庞大：轴没有经过精确校核；箱体的设计很粗糙，但我相信，通过这次的实践，能使我能学习到很对实践知识。这样我在以后的设计中就可以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

30、机械设计课程设计，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；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机械制图，高等教育出版社，王魏主编，2003年7月第一版；4互换性与技术测量（第四版），高等教育出版社，李柱，徐向前主编，2004年12月第一版。P=7.29Kw=0.81P=11Kwi=31.46i=2.5i=4.2i=3.0n= 1460 r/min n=584 r/min n= 139.05 r/min n =46.35 r/minP=11 KwP=10.45 KwP=9.93 KwP=9.44 KwT=71.95 NmT=170.89 NmT=682.00 NmT=1945.03 Nm P=13.2 kwd=140mmd=355mmL=1800mma=500mmP=2.916 kw选用5根V带(F)=2235.99Nm=4mmZ= 20Z= 84a=208mmd= 80mmd= 336mmB=85mmB=80mmm=7mmZ=20 Z54a=252mmd=126mmd= 378mmB=85mmB=80mm24