《某车间零件传送设备的传动装置设计》课程设计报告书.docx

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1、南 湖 学 院课程设计报告书 题 目： 某车间零件传送设备的传动装置设计 系 部： 机械与电子工程系 专 业： 机械设计制造及自动化 班 级： N机自111F 姓 名： 学 号： 序 号： 2013年12月16日 南湖学院课程设计任务书设计题目： 某车间零件传送设备的传动装置设计 系 部： 机电系 专 业： 机械设计制造及自动化 学生姓名： 学号： 起迄日期：2013年 11月24日至 2013 年 12月16日 指导教师： 机械设计课程设计任务书1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）：一.设计题目某车间零件传送设备的传动装置的设计1.传动布置方案图1 传动布置方案1减速

2、器 2联轴器 3滚筒 4运输带 5电动机 6带传动2.已知条件：（1）输送带主动输出转矩 T700Nm（2）输送带工作速度 V=1.12m/s（允许输送速度误差5）（3）滚筒直径 D=380mm（4）滚筒效率0.96（包括滚筒轴承的效率损失）3.设备工作条件，室内工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作8年，车间有三相交流电源。二.技术要求1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 齿轮传动的设计计算；3. 轴的设计；4. 滚动轴承的选择；5. 键和联轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制；7. 设计计算说明书的编写；三.工作要求1. 学生应当在指导老师指导下完成设计,必须独立完成设计任

3、务,严禁抄袭,一经发现成绩以不及格计,并给予批评教育各严肃处理.2. 课程设计期间要严格遵守学习纪律,在此期间缺勤1/3以上,成绩以不及格计.3. 课程设计报告书一律打印在A4纸上,同时配上封面装订成册.机械设计课程设计任务书2对课程设计成果的要求包括图表、实物等硬件要求：1、要求（1）说明书要认真、准确、条理清晰，参考文献要注明出处（2）按word排版，公式编辑器编辑公式（3）图纸用CAD作图，数据准确2、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3主要参考文献：l 要求按国标GB 771487文后参考文献著录规则书写，例如：1 濮良贵，纪名刚.机械设计

4、.第八版.北京:高等教育出版社,20102 杨光，席伟光等.机械设计课程设计手册.第二版.北京:高等教育出版社,20103 刘鸿文.材料力学.第四版. 北京:高等教育出版社,20094 甘永立.几何量公差与检测.第八版.上海:上海科学技术出版社,20094课程设计工作进度计划：序号起 迄 日 期工 作 内 容111.24设计前准备工作(接受设计任务、收集资料、准备工具)2确定传动方案、选择电动机、传动零件设计计算3轴的设计计算4轴承、键、联轴器及润滑剂的选择5装配图设计及复核计算6零件工作图设计7整理设计说明书及课程设计体会和收获812.16上交机械课程设计成果指导教师谭湘夫日期： 2013年

5、 11月 22日II南湖学院课程设计目录1 前言12 设计任务12.1 设计题目：某车间零件传送设备的传动装置设计12.2 技术要求23 电动机的选择与运动参数计算23.1 传动方案设计23.2 电机的选择33.3 传动参数的计算44. 设计V带和带轮设计计算54.1 传送带计算55 直齿圆柱轮计算75.1 高速级齿轮设计75.2 低速级齿轮设计116 轴的设计计算156.1 主动轴的设计156.2 中间轴的设计196.3 从动轴的设计237 滚动轴承的选择及计算267.1 主动轴的轴承设计工作能力计算267.2 中间轴的轴承设计工作能力计算277.3 从动轴的轴承设计工作能力计算288 连接

6、件的选择及计算298.1 键的设计及计算298.2 联轴器设计309 箱体的设计319.1 箱体结构设计3110 润滑、密封装置的选择及设计3310.1 润滑密封设计3311 设计总结34参考文献35i1 前言本次课程设计的内容是某车间传送设备的传动装置设计，主要内容是综合运用机械课程和其他所学课程的知识，通过对减速器的设计来熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力，从而进一步巩固，加深和开阔所学知识。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关资料，熟练掌握公式编辑器，AutoCAD绘图的能力，掌握全面的机械设计技能。本次课程设计除了满足机械的功能要求外，合理的

7、选择传动形式是拟定方案是关键环节。选择传动结构类型时应综合考虑各有关要求和工作条件，包括传动功率、使用寿命、经济要求、外部条件环境等；同时，电机的型号传动比的分配传动装置的运动和参数的确定等，都是设计过程中非常重要的环节。同时AUTO CAD、WORD 文档编辑等工具的熟练运用也是完成本次设计的重要保证。2 设计任务2.1 设计题目：某车间零件传送设备的传动装置设计2.1.1 传动布置方案图1 传动布置方案1减速器 2联轴器 3滚筒 4运输带5电动机 6带传动2.1.2 已知条件：（1）输送带主动输出转矩 T700Nm（2）输送带工作速度 V=1.12m/s（允许输送速度误差5）（3）滚筒直径

8、 D=380mm（4）滚筒效率0.96（包括滚筒轴承的效率损失）2.1.3 设备工作条件：室内工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作8年，车间有三相交流电源。2.2 技术要求（1）电动机的选择与运动参数计算；（2）齿轮传动的设计计算；（3）轴的设计；（4）滚动轴承的选择；（5）键和联轴器的选择与校核；（6）装配图、零件图的绘制；（7）设计计算说明书的编写；图2 传动装置总体设计图3 电动机的选择与运动参数计算3.1 传动方案设计3.1.1 已知（1）输送带主动输出转矩 T700nm（2）输送带工作速度 V=1.12m/s（3）滚筒直径 D=380mm（4）滚筒效率 0.96 3.1.2

9、确定传动方案考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如图2所示：传动系数总效率为 (1-1)式中 为V带传动效率，取0.95；为滚动轴承效率，取0.98；为闭式齿轮（8级精度）传动效率，取0.97；为弹性联轴器效率，取0.99；为滚筒效率，已知为0.96。3.2 电机的选择滚筒的转速n (3-2)运输带功率Pw：kW (3-3)电动机的输出功率P0： kW=5.5 kW (3-4)额定功率Pw:Pw=(11.3) P0(11.3)5.5=5.57.15 kW (3-5)经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比24，二级圆柱直齿轮减器传动比840，则总传动比合理范围为1

10、6160，电动机转速的可选范围为:n0n（16160）56.32 r/min901.129011.2 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比。根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500 r/min和1000 r/min，以便比较。根据电动机所需功率和同步转速，查1表8-53确定电动机型号为Y132S-4或Y132M2-6。传动系统的总传动比为 (3-6)式中 为电动机满载转速； 为滚动传送带机构输入转速。根据电动机型号查1表8-54确定外伸轴径、外伸轴长度、中心高等参数。将计算数据和查表数据填入

11、表1，便于比较。表1 电动机的数据及总传动比方案电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速(r/min)总传动比外伸轴径/mm外伸轴长度/mm中心高/mm1Y132S-45.51500144025.5638801322Y132M2-65.51000960173880132由表1可知，方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级出论传动实现，所以选用方案1。3.3 传动参数的计算3.3.1 传动比分配总传动比为 (3-7)带传动的传动比取为=2.5，则减速器的总传动比为 (3-8)则齿轮减速器高速级的传动比为 (3-9)低速级传动比为 (3-10)3.3

12、.2 各轴的转速计算n1= 1440/2.5 r/min=576 r/minn2= 480/3.65 r/min=131.51 r/minn3=n4=56.32 r/min3.3.3 各轴的输入功率计算 kW=5.23 kW kW=4.97 kWP3=P2=4.970.980.97 kW=4.72 kWP4=P3=4.720.990.98 kW=4.58 kW3.3.4 各轴输入扭矩计算T1=9550P1/n1=95505.23/576 Nm=86.71 NmT2=9550P2/n2=95504.97/131.51 Nm=360.91 NmT3=9550P3/n3=95504.72/56.32

13、 Nm=800.36 NmT4=9550P4/n4=95504.58/56.32 Nm=776.62 Nm将上述结果列入表2中，以供差用。表2 各轴运动与动力参数轴号转速n/(r/min)功率P/kW扭矩T/(Nm)5765.2386.71131.514.97360.9156.324.72800.3656.324.58776.624. 设计V带和带轮设计计算4.1 传送带计算4.1.1 确定计算功率查2表8-7（P156）得：kW,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.4.1.2 选择带型号根据,查2图8-11（P157）选用带型为A型带4.1.3 选取带轮基准直径查2表8-

14、8（P157）得：小带轮基准直径，则大带轮基准直径，根据2表8-8加以适当调整后取。实际传动比i1： (4-1)从动轮的实际转速n1： (4-2)从动轮的转速误差率为 (4-3)在5%内，为允许值。4.1.4 验算带速v (4-4)在525m/s范围内，V带充分发挥。4.1.5 确定中心距和带的基准长度初步选取中心距： (4-5) (4-6) (4-7)初定中心距，所以带长：= (4-8)查2表8-2（P146）选取基准长度得实际中心距: (4-9)中心距的变化范围为 561642 mm。4.1.6 验算小带轮包角 (4-10),包角合适。4.1.7 确定V带根数Z由公式得 (4-11)根据，

15、查2表8-4a（P152），用线性插值法得。查2表8-4b（P153）查得功率增量为。查2表8-5（P155）得带长度修正系数。查2表8-5（P155）并由内插值法得。由公式28-26得 (4-12)故选Z=4根带。4.1.8 计算预紧力查2表8-3(P149)可得单位长度质量,故单根普通V带所需最小初拉力为: (4-13) 应使带的实际初拉力F0(F0)min。4.1.9 计算作用在轴上的压轴力:压轴力的最小值为 (4-14)4.1.10 带轮结构设计（略）5 直齿圆柱轮计算5.1 高速级齿轮设计5.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿

16、轮都选用软齿面标准直齿圆柱齿轮。（2）齿轮材料及热处理。由2表10-1（P191）可知，高速级小齿轮材料选用45号钢调质，小齿轮齿面硬度为250 HBS，取小齿轮齿数Z1=24。高速级大齿轮材料选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮210 HBS,，取.（3）初选齿轮精度。传输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。5.1.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式2（10-9）进行计算，即 ()（1）确定各参数的值:转矩T1: ()查2表10-3（P195）得载荷系数K=1.1；查2表10-6（P201）选取齿轮材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa；查2表10-7（P2

17、05）选取齿宽系数。 ()许用接触应力：由2图10-21d（P209）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由式210-13（P206）计算应力循环次数： () ()由2图10-19（P207）取接触疲劳寿命系数；。取失效概率为1%，安全系数SH=1，由式210-12（P205）得 () ()（2）计算将小齿轮的分度圆直径，带入中较小的值。 ()计算圆周速度v： ()计算齿宽b： ()计算齿宽与齿高之比：模数： ()齿高： () ()计算载荷系数：根据v=1.65m/s，8级精度，由2图10-8（P194）查得动载系数Kv=1.12；直齿轮，；由2表10-2（P19

18、3）查得使用系数；由2表10-4（P196）用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。由，查2图10-13得；故载荷系数 ()按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式2（10-10a）得： ()计算模数m： ()5.1.3 按齿根弯曲强度设计由式2（10-5）得弯曲强度的设计公式为、 ()（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；大齿轮的弯曲强度极限MPa；由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由2（10-12）得 () ()计算载荷系数K： ()查取齿形系数：由2表10-5查得 ；。查取应力校正系数：

19、由2表10-5查得 ；。计算大、小齿轮的并加以比较： () ()大齿轮的数值大。（2）设计计算 ()对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算得的模数2.08并就近圆整为标准值m=2.5，按齿面接触强度算得的分度圆直径d1=59.17 mm，算出小齿轮齿数 ()大齿轮齿数 ，取 ()这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.1.4 高速级齿轮几何尺寸计算

20、（1）计算分度圆直径 () ()（2）计算中心距 ()（3）计算齿轮宽度 ()取，。表3 高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮模数中心距齿数分度圆直径齿宽小齿轮2.5141.25246065大齿轮89222.560结构设计及绘制齿轮零件图（从略）5.2 低速级齿轮设计5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面标准直齿圆柱齿轮。（2）齿轮材料及热处理。由2表10-1（P191）可知，高速级小齿轮材料选用45号钢调质，小齿轮齿面硬度为250 HBS，取小齿轮齿数Z3=30。高速级大齿轮材料选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮210 HB

21、S,，取。（3）初选齿轮精度。传输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。5.2.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式2（10-9）进行计算，即 ()（1）确定各参数的值:转矩T2: ()查2表10-3（P195）得载荷系数K=1.1；查2表10-6（P201）选取齿轮材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa；查2表10-7（P205）选取齿宽系数。 ()许用接触应力：由2图10-21d（P209）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由2式10-13（P206）计算应力循环次数： () ()由2图10-19（P207）取接触疲劳寿命系数

22、；。取失效概率为1%，安全系数SH=1，由2式10-12（P205）得 () ()（2）计算将小齿轮的分度圆直径，带入中较小的值。 ()计算圆周速度v： ()计算齿宽b： ()计算齿宽与齿高之比：模数 ()齿高 () ()计算载荷系数：根据v=0.62m/s，8级精度，由2图10-8（P194）查得动载系数Kv=1.12；直齿轮，；由2表10-2（P193）查得使用系数；由2表10-4（P196）用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。由，查2图10-13得；故载荷系数 ()按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2式（10-10a）得： ()计算模数m： ()5.2.3 按齿根弯

23、曲强度设计由2式（10-5）得弯曲强度的设计公式为、 ()（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；大齿轮的弯曲强度极限MPa；由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由2式10-12得 () ()计算载荷系数K： ()查取齿形系数：由2表10-5查得 ；。查取应力校正系数：由2表10-5查得 ；。计算大、小齿轮的并加以比较： () ()大齿轮的数值大。（2）设计计算 ()对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲

24、劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算得的模数2.92并就近圆整为标准值m=3.0，按弯曲强度算得的分度圆直径d1=96.84 mm，算出小齿轮齿数 ()大齿轮齿数 ，取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4 低速级齿轮几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取，。表4 高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮模数中心距齿数分度圆直径齿宽小齿轮3187.53296101大齿轮9327996结构设计及绘制齿轮零件图（从略）6 轴的设计计算6.1 主动轴的设计6.1.1

25、 V带齿轮参数附表1、各传动比表5 各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮43.652.82、各轴转速n表6 各轴转速n576131.5156.3256.323、各轴的输入功率P表7 各轴的输入功率P5.234.974.724.584、各轴的输入转矩T表8 各轴的输入转矩T86.71360.91800.36776.625、带轮的主要参数表9 带轮的主要参数小轮直径大轮直径中心距基准长度带的根数112280588180046.1.2 求作用在齿轮上的力根据输入轴的传动参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力：由表2知：已知高速级小齿轮的分度圆直径，所以圆周力：径向力：6.1.3 初步确定轴的最小直径先按初步

26、估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据2表15-3（P370），取，。因最小直径要与高速级小齿轮配合，需开键槽，所以选用普通V带轮，取大带轮的毂孔直径为，故取，大带轮的基准直径，采用4根V带传动，计算大带轮宽度6.1.4 轴的结构设计主动轴设计结构图:图3 主动轴结构设计图（1）各轴段直径的确定与大带轮相连的轴段是最小直径，取；大带轮定位轴肩的高度取，则；选6206型轴承，则，左端轴承定位轴肩高度取，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。（2）轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,大带轮宽度为，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮间距离取

27、10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，大带轮与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为，。确定顶轴承的支点位置,由2表13-1可知，6206型为角接触球轴承,因此,做为外伸梁的轴的支承跨距。6.1.5 求轴上的载荷 主动轴的载荷分析图:图4 主动轴的载荷分析图（1）画输出轴的受力简图，如图（a）所示。（2）画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：则（3）画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：则（4）画合力弯矩图，如图（d）所示。（5）画转矩图，如图（e）所示。（6）画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则由

28、当量弯矩图可知C截面为危险截面。（7）验算轴的直径因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。6.2 中间轴的设计6.2.1 求作用在齿轮上的力由表2知：已知高速级大齿轮、低速级小齿轮的分度圆直径分别为，所以圆周力：径向力：6.2.2 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15-3（P370），取，。因最小直径要与高速级小齿轮配合，需开键槽，所以因最小直径与滚动轴承配合，直径即为滚动轴承毂孔直径。6.2.3 轴的结构设计中间轴设计结构图:图5 中间轴结构设计图（1）各轴段直径的确定与滚动轴承相连的轴段是最小直

29、径，选6208型轴承，则；与左边齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则，右边齿轮配合的轴段直径。（2）轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离为。与之对应的轴各段长度分别为，。确定顶轴承的支点位置,由2表13-1可知，6208型为角接触球轴承,因此,做为外伸梁的轴的支承跨距。6.2.4 求轴上的载荷 图6 中间轴上的载荷分析图（1）画输出轴的受力简图，如图（a）所示。（2）画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：则（3）画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力

30、平衡方程，可求得：则（4）画合力弯矩图，如图（d）所示。（5）画转矩图，如图（e）所示。（6）画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知B截面为危险截面。（7）验算轴的直径因为B截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而B截面的设计直径为,所以强度足够。6.3 从动轴的设计6.3.1 求作用在齿轮上的力根据输入轴的传动参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力：由表2知：已知低速级大齿轮的分度圆直径为，所以圆周力：径向力：6.3.2 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据2表15-3（P370），取，。因最小直径与联轴器配合，故

31、有一键槽，可将轴径加大5%，即：选用联轴器，取其标准内孔直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查2表14-1（P351），选取，故由2式（14-1）得计算转矩为根据1表8-35（P195），选取TL9型弹性套柱联轴器其公称转矩为1000Nm，半联轴器的孔径，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度为。6.3.3 轴的结构设计从动轴总体设计结构图:图7 从动轴结构设计图（1）各轴段直径的确定与联轴器相连的轴段是最小直径，取；联轴器定位轴肩的高度取，则；选6211型轴承，则，左端轴承定位轴肩高度取，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。（2）轴上零件的轴向尺寸及其位置轴

32、承宽度，齿轮宽度,联轴器与轴配合的毂孔长度为，轴承端盖宽度30mm。箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，联轴器与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为，。确定顶轴承的支点位置,由2表13-1可知，6211型为角接触球轴承,因此,做为外伸梁的轴的支承跨距。6.3.4 求轴上的载荷 从动轴的载荷分析图:图8 从动轴的载荷分析图（1）画输出轴的受力简图，如图（a）所示。（2）画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：则（3）画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：则（4）画合成弯矩图，如图（d）所示。（5）画转矩图，如图（e）所示。