机械课程设计带式运输机传动装置.doc

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1、机械课程设计目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 22. 电动机的选择 33. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 34. 计算传动装置的运动和动力参数 45. 设计V带和带轮 56. 高速齿轮的设计 77. 低速齿轮的设计 108. 滚动轴承和传动轴的设计 149. 键联接设计 1910. 箱体结构的设计 2011.润滑密封设计 2212.联轴器设计 23四 设计小结 23五 参考资料 24一. 课程设计书 设计课题:设计一带式运输机传动装置.运输机连续单向运转, 工作是有轻微的振动,减速器小批量生产,使用期限10年 ,单班制工作,运输容许速度误

2、差为5% 。 表一数据编号运输机的工作转矩（Nm）运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）36900.8320二. 设计要求1.减速器装配图一张(A0)。2.绘制轴、齿轮零件图各一张(A3),绘制箱体零件图（A1)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤 1.传动装置总体设计方案: 计算与说明 主要结论 1）. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2）. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3） . 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。4） 其传动方案如下： 运动简图： 2电动机的选择计算与说明 主要结论 (1) 电动机类型

3、和结构形式的选择 Y系列三相交流异步电动机 (2) 确定电动机容量： 工作机阻力 带式运输机效率 工作机所需功率 V带传动的效率 轴承效率 （球轴承 西游润滑） 齿轮传动的效率 （齿轮为8级精度，稀油润滑） 弹性联轴器效率 传动装置的总效率 （3）电动机的选择 因为 所以 选择Y 系列三相异步交流电动机 型号为 Y132S-4 其参数如下表电动机型号额定功率kw满载转速额定转矩同步转速Y132S-45.514402.21500 Y系列三相交流异步电动机型号为 Y132S-4 3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配总传动比 传动比分配 初取 则 4 传动装置运动和运动参数计算 (1)各轴转速

4、 ； （2） 各轴输入功率 ； ； ； 。 (3)各轴输入转矩： ； ； ； 。将以上结果列入下表，供以后计算使用轴号输入功率P/kw输入转矩T/()转速n/(r/min)传动比i效率电动机轴4.01526.6314401轴3.81458.176626.092.30.992轴3.663230.58151.714.130.993轴3.517702.93847.783.1750.99工作机轴3.4575691.7747.7810.993主要结果 如左表 5 设计V带和带轮 计算与说明主要结论一 设计V带1 确定V带截型 工作情况系数 带式运输机工作载荷变化较小 由表7-7 取 计算功率 V带截型

5、由图7-12 选取 A型 V带2 确定V带轮基准直径 小带轮基准直径 由图7-12及表7-4 取 大带轮基准直径 mm 由表7-5知 ，取 验算带速 3 确定中心距及V带基准长度 初定中心距 由 得 初选 计算V带基准长度 V带基准长度 由表7-2 选取实际中心距 取a=532 验算小带轮包角 4 确定V带根数单根V带基本额定功率 由表7-6 单根V带额定功率增量 由表7-8 小带轮包角修正系数 由表7-9线性插值求得 带长修正系数 由表7-2 V带根数 所以取 5计算初拉力 V带单位长度质量 由表7-1 单根V带的初拉力 取 6 作用在轴上的载荷 二 带轮材料为HT200 选用A型带轮结构参

6、数 efB 11 2.75 8.7 6 65 A型 V带V=7.536m/s在允许范围内 a=532mm 6 高速齿轮传动的设计 计算与说明主要结果 1 选择齿轮材料及确定初步参数 （1） 选择齿轮材料及热处理 由表8-1选取 小齿轮 40Cr 调制处理 ，齿面硬度 260NBW 大齿轮 45钢 调制处理 ，齿面硬度 230NBW（2） 初选齿数 取小齿轮 则大齿轮 取Z2=99（3）选选择齿宽系数选择齿宽系数 和传动精度等级： 初估小齿轮直径 螺旋角 照表8-8去齿宽系数 则 齿轮圆周速度 参照8-9 ，齿轮精度选为 8级（4） 计算需用接触应力 1）循环应力次数 小齿轮 大齿轮 2） 寿命

7、系数 由图8-24 3) 接触疲劳极限 由图8-20a 可得 1=720Mpa 2=580Mpa 4） 安全系数 参照表8-11 =1 5） 许用接触应力 2按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （1） 确定各相关的参数值 1) 小齿轮转矩T1 2） 确定载荷系数 K 使用系数 由表8-4 取=1 动载系数 查图8-11 取 =1.11 齿间载荷分配系数 100N mm 所以由表8-5 取=1.4 由图8-14 取 所以 3) 弹性系数 由表8-6得 4） 节点区域系数 由图8-16得 5) 重合度系数 端面重合度 纵向重合度 因为 所以 (2) 求所需小齿轮直径 与初估d1基本相符 （3）

8、确定中心距a 模数 m等 1）模数 取标准模数 m=2 2）中心距 3） 螺旋角 4）分度圆直径 5）确定齿宽 大齿轮齿宽 取整 小齿轮齿宽 3 按齿根弯曲疲劳强度校核 1)计算许用弯曲应力 1）寿命系数 查机械设计 图8-29取 2）.极限应力 机械设计 图8-25a取， 3）.尺寸系数 查图8-30取 4）.安全系数 查表8-11取 E.许用弯曲应力 2)计算齿根弯曲应力 1）.齿形系数 当量齿数 查图8-18取 ， 2）.应力修正系数， 。 查图8-19取， 3）重合度系数 端面压力角 基圆螺旋角 当量齿轮端面重合度 4）.螺旋角系数 查图8-31取 5）齿根弯曲应力 结论：齿根弯曲疲劳

9、强度足够。 小齿轮 40Cr 调制大齿轮 45钢 调制初选齿轮精度选为 8级K=1.69m=2a=117mm 7 低速级齿轮传动 计算与说明 主要结论1 选择齿轮材料及确定初步参数 （1） 选择齿轮材料及热处理 由表8-1选取 小齿轮 40Cr 调制处理 ，齿面硬度 260NBW 大齿轮 45钢 调制处理 ，齿面硬度 230NBW（2） 初选齿数 取小齿轮 则大齿轮 取Z=95（3）选选择齿宽系数选择齿宽系数 和传动精度等级： 初估小齿轮螺旋角 照表8-8去齿宽系数=1.2 则 齿轮圆周速度 参照8-9 ，齿轮精度选为 8级（5） 计算需用接触应力 1）循环应力次数 小齿轮 大齿轮 2） 寿命

10、系数 由图8-24 3) 接触疲劳极限 由图8-20a 可得 1=720Mpa 2=580Mpa 4） 安全系数 参照表8-11 =1 5） 许用接触应力 2按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （1） 确定各相关的参数值 1) 小齿轮转矩T1 2） 确定载荷系数 K 使用系数 由表8-4 取=1 动载系数 查图8-11 取 =1.02 齿间载荷分配系数 100N mm 所以由表8-5 取=1.2 由图8-14 取 所以 3) 弹性系数 由表8-6得 4） 节点区域系数 由图8-16得 5) 重合度系数 端面重合度 纵向重合度 因为 所以 (2) 求所需小齿轮直径 与初估d1基本相符 （3）

11、确定中心距a 模数 m等 1）模数 取标准模数 m=2 2）中心距 3） 螺旋角 4）分度圆直径 5）确定齿宽 取整b=62 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 3 按齿根弯曲疲劳强度校核 1)计算许用弯曲应力 1）寿命系数 查机械设计图8-29取 2）.极限应力 机械设计 图8-25a取， 3）.尺寸系数 查图8-30取 4）.安全系数 查表8-11取 E.许用弯曲应力 2)计算齿根弯曲应力 A.齿形系数 当量齿数 查图8-18取 ， B.应力修正系数， 。 查图8-19取， C.重合度系数 端面压力角 基圆螺旋角 当量齿轮端面重合度 D.螺旋角系数 查图8-31取 E.齿根弯曲应力 结论：齿根弯曲疲劳

12、强度足够。8 . 滚动轴承和传动轴的设计 1高速轴设计：（1）材料：选用40Cr调质处理，查表11-3 A=102（2）各轴段直径的确定由，P=3.814kw,则因为有键连接，所以 mm 所以取d1=20mm，L1=62mm； L2装轴承套也起轴向定位作用，所以取d2=24mm，L2=53mm；L3装轴承，所以取d3=25mm，L3=30mm； d7也是装轴承，取d7=25，L7=27mm；d6段为齿轮轴过渡段，取d6=30mm，L6=8mm；d5段我齿轮轴段，L5=b1=54mm；d4段为过渡段取d4=29mm，L4=84mm 初选轴承7205AC，其内径为25mm。 综上所述：该轴的长度L

13、=315mm 2中间轴设计：（1）材料：选用40Cr调质处理，查表11-3 ，A=102（2）各轴段直径的确定： 由, p=3.663,n=151.71则mm,段要装配轴承，选用7306AC轴承，=30mm，=28mmd2段为齿轮轴过渡段，取d2=36，L2=8d3装配低速级小齿轮，采用齿轮轴，L3=70mm，d4段主要是定位高速级大齿轮，取d4=45mm，L4=10mm，d5装配高速级大齿轮，取d5=38mm，L5=44mmd6段要装配轴承，取d6=30mm，L6=35mm取齿轮距箱体内壁距离为：10mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。故该轴总长为：L=2

14、02mm 3低速轴设计：（1）材料：选用40Cr调质处理，查表11-3 A=102（2）各轴段直径的确定：由, 则,考虑到该轴段上开有键槽，因此取=45mm，=82mm。为连轴器的定位轴肩,取=52。L2=68mm装配轴承，选用7211AC轴承,取=55mm,=33mm取=60mm,=66mmd5为齿轮轴肩，取d5=68mm ，L5=6mm；d6装配低速级大齿轮, ,取,d6=65mm，L5=60mmd7装配轴承,选用6011AC,取d7=55mm, =47mm取齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。所以该轴的总长为：L=362mm（

15、3）校核该轴 =155.5mm,=71.5mm 作用在齿轮上的圆周力为：径向力为求垂直面的支承反力：求水平面的支承反力：由得N绘制垂直面弯矩图绘制水平面弯矩图求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把直接相加绘制当量弯矩Me图： 轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴的材料的为40Cr 调制，由表11-1查的 所以从图可见，m-m和n-n处截面较危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径：计入键槽的影响 计入键槽的影响所以该轴是安全的。(4) 弯矩及轴的受力分析图如下.3计算低速轴的轴承 轴承寿命校核 1)求轴承所受径向载荷, 对3号轴系进行受力分析： 总支反力 2)求轴承轴向载荷， 由表12

16、-11知，7211AC轴承的内部轴向力 ,故 轴承1，2所受的轴向载荷 所以轴有向右运动的趋势，轴承2被压紧，轴承1被放松。 所以 3)计算轴承的当量动载荷, 轴承1 轴承2 由于 4)轴承的寿命计算 小齿轮 40Cr 调制 大齿轮 45钢 调制Z2=95齿轮精度选为 8级m=29 低速轴上键的设计与校核 与联轴器联接的键 选用C型普通平键 已知=45mm，=703参考教材，取bh=149 L=80mm 强度校核查表5-2得 =100MP键的工作长度 加压应力 满足要求 所以所选键为:bhl=1499010 .箱体结构的设计 计算与说明 主要结论减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分

17、式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有

18、便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M5紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机

19、体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）5定位销直径=（0.70.8）6，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4221813，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42011外机壁至轴承座端面距离=+

20、（812）48大齿轮顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚6.8 3.9轴承端盖外径+（55.5）96（1轴）106（2轴）144（3轴）轴承旁联结螺栓距离96（1轴）106（2轴）144（3轴）11. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 6.3 密

21、封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。12.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性柱销联轴器2.载荷计算.转矩： 查表14-2 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250四 . 设计小结 这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。设计过程可以用“改改改”来形象说明，错了改，再错再改，一直到整张图变样为止，这就是精益求精的设计过程，设计不怕错，怕错了不改。 感觉设计对我们这些刚

22、刚入门（或者在某种意义上来说还是门外汉）就是按照条条款款依葫芦画瓢的过程，有的时候感觉挺没有劲的。反正按照步骤一定可以完成设计任务，其实不然。设计过程中有许多内容必须靠我们自己去理解，去分析，去取舍。 通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导，也希望老师对于我的设计提出意见。 本次课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。但是艰难困苦玉汝于成，机械设计课程设计看来我是无法忘记的了。 在老师的指导以及本组各位同学的讨论下，用三周的时间设计完成了本课题带式输送机传动装置，该装置具有以下特点及优点：（1）能满足所需的传

23、动比齿轮传动能实现稳定的传动比。（2）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。（3）轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。（4）箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。（5）加工工艺性能好设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。由于时间紧迫，所以这次设计存在一定缺点，比如说箱体结构庞大，重量大，齿轮的计算不够精确等。 五 参考资料 1 陆玉主编 机械设计课程设计 机械工业出版社，2006 。 2 李建功主编 机械设计第四版 机械工业出版社，2007 。 3 孙 桓 陈作模 葛文杰主编 机械原理第七版 高等教育出版社，2006 。 4田绿竹 王新 主编 机械制图冶金工出版社 ,2007 。 5马海荣主编 几何量精度设计与检测机械工业出版社,2004 。