带式运输机传动装置设计任务书.doc

课程设计说明书机械设计 （机械设计基础） 设计题目 带式运输机传动装置 学 院 工学院 专业班级设 计 者 学 号 指导教师 完成日期 2009年1月8日 中南大学目 录一、前言.二、设计任务.三、计算过程及计算说明 一 传动方案拟定.二 电动机的选择.三 计算总传动比及分配各级的传动比.四 运动参数及动力参数计算.五 传动零件的设计计算.六 轴的设计计算.七 滚动轴承的选择八 键联接的选择及计算.九 减速箱体结构.十 润滑和密封.四、小结.五、参考资料. . 一、前言（一)设计目的： 通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(二)传动方案的分析： 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。一、设计任务具体要求：1、 电动机类型确定2、 单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算3、 编写一份设计说明书4、 装配图一张（1号图纸）、齿轮及轴的零件图各一张 二、计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=4200N；带速V=0.85m/s；滚筒直径D=600mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带4轴承闭式齿轮联轴器滚筒开式齿轮 =0.960.9940.970.990.960.95=0.81(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=42000.85/10000.81=4.421KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010000.85/600=27.07r/min 按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I1=36。取V带传动比I2=24，则总传动比理时范围为Ia=18144。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=4874954r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960r/min，质量84kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/27.07=35.462、分配各级伟动比（1） 取V带，圆柱齿轮i齿轮=i减速器=3.8（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮iV带i减速器iV带=i总/（i齿轮i减速器）=35.46/3.84=2.456四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）V带高速轴 nI=n电机=960r/min减速器高速轴nII=nI/iV带=960/2.456=390.9(r/min)减速器低速轴nIII=nII/ i减速器=390.9/3.8=102.9(r/min)传动滚筒轴 nIV= nIII/i齿轮 =102.9/3.8=27.07(r/min)2、 计算各轴的输入功率（KW）V带低速轴 PI=P工作=5.5KW减速器高速轴 PII=PI带=5.50.96=5.28KW减速器低速轴 PIII=PII轴承齿轮= 5.07KW开式齿轮高速轴PIV = PIII轴承联轴器=5.070.990.99=4.97 KW滚筒轴 PV = PIV轴承开式齿轮 =4.970.990.95=4.67 KW3、 计算各轴扭矩（Nm）电动机输出轴 TI=9.55106PI/nI=9.551035.5/960=54.714Nm减速器高速轴 TII=9.55106PII/nII=9.551065.28/390.9=128.995Nm减速器低速轴 TIII=9.55106PIII/nIII=9.551065.09/102.9=470.539Nm开式齿轮高速 TIV=9.55106 PIV / nIII= 95504.97/102.9=461.289 Nm滚筒轴 TV=9.55106 PV / nIV =95504.67/27.07=1647.525 Nm五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P205表13-6得：kA=1.1PC=KAP=1.15.5=6.05KW由课本P205图13-15得：选用A型V带（2） 确定大小带轮基准直径，并验算带速由课本表13-7得，推荐的小带轮基准直径为75mm 则取dd1=125mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/309.9125=306.9mm由课本P74表5-4，取dd2=300mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960125/300 =400r/min转速误差为：n2-n2/n2=390.9-400/390.9 =-0.0231200（适用）（5）确定带的根数根据课本P203表（13-3）P1=1.37KW根据课本P204表（13-4）P1=0.11KW根据课本P8204表（13-5）K=0.96根据课本P202表（13-2）KL=1.03由课本P204式（13-15）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =4.13(6)计算轴上压力由课本P201表13-1查得q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2 =158.5N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=1571N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS，取250HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P162表11-2选9级精度。齿面精糙度Ra1.63.2mHlimZ1=680Mpa HlimZ2=560Mpa通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0Flim1=240Mpa Flim2 =190Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25H1=Hlim1/SH=680/1.1Mpa=618.2MpaH2=Hlim2/SH=560/1.1Mpa=509.1MpaF1=Flim1 /SF=240/1.3Mpa=184.6MpaF2=Flim2 /SF =190/1.3Mpa=146.2Mpa (2)按齿面接触疲劳强度计算中心距aT1=128995Nmm 选取载荷系数K=1.4 齿宽系数a= =0.4 u=i齿=3.8则a=(u+1)3 （335/H2*KT1/ ua =178.5 (3)确定齿数和模数传动比i齿=3.8 取小齿轮齿数Z1=35。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=133 实际传动比I0=3.31传动比误差：i-i0/I=1%2.5% 可用模数：m=2a/ Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm根据课本表4-1取标准模数：m=2.5mm确定中心距 a=m/2(Z2+Z1 ）=210 mm(4)齿宽b=dd1=0.4*210=84取大齿轮宽为84mm 小齿轮齿宽89mm(5)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P167图（11-9）得YF1=2.5 YF2 =2.14 F1=(2kT1/bm2Z1)YF1=49.14 MpaF1F2 =F1 YF2/YF1=442.06MpaF2 安全（6）齿轮的几何尺寸计算分度圆直径：d1=mZ1=2.535mm=87.5mmd2=mZ2=2.5133mm=332.5mm齿顶圆直径：da1= d1 +2m=87.5+5=92.5mm da2= d2 +2m=332.5+5=337.5mm全齿高：h=2.25m=2.25*2.5=5.6mm (7)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1487.5390.9/601000=1.79m/s选8级精度合宜六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=115d115 (5.28/390.9)1/3mm=27.4mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=27.4(1+5%)mm=28.8mm选d=30mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度d1=30mm L1=72mmd2=36mm L1=58mmd3=43mm L1=43mmd4=50mm L4=87mmd5=58mm L5=7mmd6=36mm L1=4mmd7=43mm L1=25mm初选用深沟球承6209 d=45 D=85 B=19 Cr=24.5 (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=87.5mm求转矩：已知T1=128995Nmm求圆周力：Ft根据课本P163（11-1）式得Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N求径向力Fr根据课本P163（11-1）式得Fr=Fttan=2948.457tan200=1073.2N强度校核(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=536.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=536.650=9.1Nm(3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1474.22950=25Nm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=60MPa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P230页式（14-2），表（14-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(5.07/102.9)1/3=45.31mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=45.31(1+5%)mm=47.6mm取d=50mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度d1=50mm L1=70mmd2=56mm L1=60mmd3=63mm L1=45mmd4=70mm L4=80mmd5=76mm L5=7mmd6=63mm L1=30mmd7=72mm L1=4mm初选用深沟球承6213 d=65 D=120 B=23 Cr=44.0(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=332.5mm求转矩：已知TIII=470.539Nm求圆周力Ft：根据课本P163（11-1）式得Ft=2T3/d2=2470.539103/332.5=2830.3N求径向力Fr根据课本P163（11-1）式得Fr=Fttan=2830.30.36379=1030.1N校核(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1NFAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=515.194.5/2*1000=23.34Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1415.294.5/2*1000=66.87Nm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（23.342+66.872）1/2 =70.83Nm(5)计算当量弯矩：=0.6Mec=MC2+(T)21/2=70.832+(0.6*470.5)21/2 =291.1Nm(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=291.1/(0.1543)=18.5Mpaob=70Mpa此轴强度足够七 滚动轴承的选择1、计算输入轴承选用6209型深沟球轴承，其内径d为45mm,外径D为85mm，宽度B为19mm. Cr=24.5kN根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时（1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为6209型深沟球轴承根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够2、计算输出轴承选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm，外径D=120mm，宽度B为23mm Cr=44.0kN(1)已知n=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N试选6213型深沟球轴承根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1、带轮与输入轴采用平键轴径d1=30mm,L1=75mm查手册得单圆头普通平键用于轴端，选用C型平键，得：bh=87 l=L1-b=75-8=67mmT2=129Nm h=7mmp=4T/dhl=4128995/30767=36.67MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d4=50mm L4=87mm T=128.995Nm查手册10-9 选A型平键键149 l=L4-b=87-14=73mm h=9mmp=4T/dhl=4128995/50973 =15.71Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮联接用平键联接轴径d4=70mm L4=82mm T=470.539N.m查手册 选用A型平键键2012 l=L4-b=82-20=62mm h=12mmp=4 T/dhl=4470539/701262=36.14Mpap4、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=50mm L1=75mm T=470.539N.m查手册 选C型平键键1610 l=L1-b=75-16=59mm h=10mmp=4 T/dhl=4470539/161059 =101.87Mpap(110Mpa)九 减速箱体结构1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。尺寸列入下表，单位mm。 符 号名 称尺 寸备 注底座壁厚10不小于81箱盖壁厚1 =0.8=8不小于8b箱底座上不凸缘厚b=1.5=15b1箱盖凸缘厚b1 =1.51=12b2想底座厚b2=2.5=25m箱座加强肋厚m=0.85 =8.5m1箱盖加强肋厚m1=0.851 =6.8df地脚螺栓直径df=20手册查得d1轴承旁连接螺栓直径d1=0.75 df=15n=4d2箱座与箱盖连接螺栓直径d2=0.5 df=10d3轴承盖固定螺栓直径d3=8手册查得d4视孔盖螺栓直径d4=0.4 df=8c1箱壳外壁至螺钉中心线间的距离c1=26c1=24可由手册查得k底座上部或下不凸缘宽k= c1+ c1=50D1小轴承盖螺钉分布圆直径D1=D+5 d3=105D=85为小轴承外径D0105D581D2大轴承盖螺钉分布圆直径D2=D+5 d3=160D0145D5115R箱盖外表面圆弧半径196.75十 润滑和密封一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.8m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于齿轮周向速度为1.8m/s2 m/s所以宜用脂润滑，应开设封油盘。 三、润滑油的选择 考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15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为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 F=4200NV=0.85m/sD=600mm滚筒=27.07r/min总=0.81P工作=4.421KW电动机型号Y132M2-6i总=35.46据手册得i齿轮=3.8i V带=2.456nI =960r/minnII=390.9r/minnIII=102.9r/minnIV=27.07 r/minPI=5.5KWPII=5.28KWPIII=5.07KWPIV =4.97KWPV =4.67KWTI=54.714NmTII=128.995NmTIII=470.539NmTIV=461.289 NmTV=1647.525 Nmdd1=125mmdd2=306.9mm取标准值dd2=300mmn2=400r/minV=6.28m/s取a0=650Ld=2000mma=660mmZ=5根F0=158.5NFQ =1571NH1=618.2MpaH2=509.1MpaF1=184.6MpaF2=146.2Mpai齿=3.8Z1=35Z2=133m=2.5mma =210mmb=89mmb1=84mmT1=128995Nmmd1=87.5mmd2=332.5mmda1=92.5mmda2=337.5mmh=5.6mmV =1.8m/sd=30mmd1=30mm L1=72mmd2=36mm L1=58mmd3=43mm L1=43mmd4=50mm L4=87mmd5=58mm L5=7mmd6=36mm L1=4mmd7=43mm L1=25mmL=296mmFt =2948.457NFr=1073.2NFAY =536.6NFBY=536.6N FAZ =1474.229NMC1=9.1NmMC2=25NmMC =26.6NmT=48NmMec =99.6Nme =14.5MPa-1bd=50mmd1=50mm L1=70mmd2=56mm L1=60mmd3=63mm L1=45mmd4=70mm L4=80mmd5=76mm L5=7mmd6=63mm L1=30mmd7=72mm L1=4mmFt=2830.3NFr=1030.1NFAX= FBY=515.1NFAZ=FBZ=1415.2NMC1=23.34NmMC2=66.87NmMC=70.83NmMec=291.1Nme=18.5Mpa轴承预计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=1047500h预期寿命足够FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =2488378.6h故轴承合格C型平键87p=36.67MpaA型平键149p =15.71MpaA型平键2012p=36.14MpaC型平键1610p=101.87Mpa四、小结在设计过程中的经验教训总结：1.设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。2.机械设计课程设计是在老师的指导下独立完成的。必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题。3.设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。4.在教师的指导下订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任务。机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，应从第一次设计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。5.整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据，结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行，阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。通过这次为期两周的课程设计，我拓宽了知识面，锻炼了能力，综合素质得到较大提高。安排课程设计的基本目的，在于通过理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步提高思想觉悟。尤其是观察、分析和解决问题的实际工作能力，以便培养成为能够主动适应社会主义现代化建设需要的高素质的复合型人才。作为整个学习体系的有机组成部分，课程设计虽然安排在两周进行，但并不具有绝对独立的意义。它的一个重要功能，在于运用学习成果，检验学习成果。运用学习成果，把课堂上学到的系统化的理论知识，尝试性地应用于实际设计工作，并从理论的高度对设计工作的现代化提出一些有针对性的建议和设想。检验学习成果，看一看课堂学习与实际工作到底有多大距离，并通过综合分析，找出学习中存在的不足，以便为完善学习计划，改变学习内容与方法提供实践依据。对我们非机械专业的本科生来说，实际能力的培养至关重要，而这种实际能力的培养单靠课堂教学是远远不够的，必须从课堂走向实践。这也是一次预演和准备毕业设计工作。通过课程设计，让我们找出自身状况与实际需要的差距，并在以后的学习期间及时补充相关知识，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，从而缩短从校园走向社会的心理转型期。课程设计促进了我系人才培养计划的完善和课程设置的调整。课程设计达到了专业学习的预期目的。在两个星期的课程设计之后，我们普遍感到不仅实际动手能力有所提高，更重要的是通过对机械设计流程的了解，进一步激发了我们对专业知识的兴趣，并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习。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。齿轮的计算不够精确等等缺陷，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，传动更稳定精确的机器。 设计者： 2009年1月8日附： 五 参考资料1、机械设计基础 高等教育出版社2、机械设计基础课程设计 高等教育出版社