机械基础综合课程设计设计计算说明书-设计带式传输机的传动装置.doc

机械基础综合课程设计设计计算说明书一、课程设计任务书1.1题目：设计带式传输机的传动装置1.2工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制，运输带速度允许误差为5%。1.3原始数据：滚筒圆周力f=3800n；带速v=0.7m/s；滚筒直径d=530mm。二、传动方案的拟定与分析2.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.2 特点：传动装置采用单级蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑,传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。2.3 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，工作时有一定的轴向力，所以采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响。而且它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。 其传动方案如下：1）减速器传动设置在高速级。2）减速器为单级蜗杆减速器组成的封闭式减速器。2.4 方案的优缺点：该工作机采用的是原动机为y系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电压380 v，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。并且在电动机心轴与减速器输入轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总体来讲，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择y系列三相异步电动机，电压380v。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率： （2）电机所需的功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：按机械设计课程设计指导书p7表2-3推荐的传动比合理范围，取单级蜗杆减速器传动比范围，取链传动传动比，则总传动比合理范围为i总=20200。故电动机转速的可选范围为：。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。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，因此有三种传动比方案，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方案及选n=1000r/min。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y132m-4。其主要性能：额定功率7.5kw；满载转速1440r/min；额定转矩2.2；质量84kg。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级传动比（1） 据指导书p17表2-3，取滚子链（合理）（2）五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率 kwp2=p112= kwp3=p213 = kw3、计算各轴扭矩 t0=9550 p0/nm=95507.19/1440=47.68 n.mt1=9550p1/n1=95507.12/1440=47.22 nmt2=9550p2/n2=95502.79/75.70=351.97 nmt3=9550p3/n3=95502.62/25.23=991.71nm将上述数据列于下表中以便备查项目电动机1轴2轴工作轴转速1440144075.7025.23功率7.57.122.792.62转矩47.6847.22351.97991.71传动比119.0231效率0.990.980.3920.99六、传动零件的设计计算 滚子链传动的设计计算1、选择链轮齿数由教材p177取小链轮齿数,大链轮的齿数。2、确定计算功率由教材p178表9-6查得,由图9-3查得,单排链，则计算功率为： kw3、选择链条型号和节距根据及主动链轮轮速n=由教材p176图9-11，可选28a-1,链条节距为p=44.45。4、计算链节数和中心距初选中心距。 取。相应的链节数为取链节数查表9-7得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距5、计算链速v，确定润滑方式由和链号28a-1，查图9-14可知应采用油池润滑。6、计算压轴力有效圆周力为：。链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为 蜗轮蜗杆的设计及参数计算1、选择齿轮材料根据gb/t10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（zi）。考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，所以蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555hrc。蜗轮用铸锡磷青铜zcusn10p1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁ht100制造。2、按齿面接触疲劳进行强度设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材p254式(11-12),传动中心距确定有关参数如下： 确定作用在蜗轮上的转矩按,则t2=9550p2/n2=95502.79/75.70=351.97 nm 确定载荷系数k因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由表11-5选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数；则 确定弹性影响系数因为选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从教材p253图11-18中可以查得。确定 许用接触应力h和中心距 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度，可从表11-7中查得蜗轮的基本需用应力。应力循环次数寿命系数 则 中心距 取中心距a=160mm,因i=19.02,故从教材p246的表11-2中取模数m=6.3mm,蜗杆分度圆直径mm。这时，从图11-8中可查得接触系数,因为,因此以上计算结果可用。3、蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆轴向齿距；直径系数；齿顶圆；齿根圆；分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚。蜗轮蜗轮齿数；变位系数；验算传动比；这时的传动比误差为=，是允许的。蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径 4、校核齿根弯曲疲劳强度：当量齿数 根据 , 从图11-19中可查得齿形系数=2.47。螺旋角系数 许用弯曲应力 从教材p256表11-8中由zcusn10p1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56mpa 。寿命系数 11-5得： mpa即弯曲强度是满足的。5、验算效率：已知；与相对滑动速度有关。从表11-18中用插值法查得=0.0236、代入式中得到=0.45，大于原估计值，因此不用重算。6、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从gb/t10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f gb/t10089-1988。 七、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、 选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。2、初算轴的最小直径已知轴的输入功率为7.12kw，转速为1440 r/min.根据机械设计教材p370表15-4可知，a值在103126间。所以输入轴的最小直径： 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t4323-2002或者手册，选用lt7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为500000 。半联轴器的孔径=40mm,故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔的毂孔长度。3、轴的结构设计1、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴端右端需制出一轴肩，且定位轴肩的高度,故，由于该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=48mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故第一段的轴的长度应比略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据.，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313，其尺寸为，故；而考虑到安装挡油板时的侧隙，l3=50mm，轴段7除了安装轴承外还有加工倒角，故。右端滚子轴承采用轴肩进行轴向定位。有手册上查得30313型轴承的定位轴肩高度，因此，取。3）因为第四段是非轴肩定位，所以取,由于第五段与蜗轮配合，为了方便安装蜗轮应该略大于，取=52mm，按照蜗杆的设计，蜗杆齿宽即，取。 4）轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定:l2=40mm；左轴承到蜗杆齿宽，轴段7上安装与轴段3成对的挡油板，考虑到轴承受力的对称性，轴肩6的长度l6=15mm。可知蜗杆轴的总长是370mm。4、校核该轴： 作用在蜗杆上的圆周力为：径向力为作用在轴1带轮上的外力：求垂直面的支反力：求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支承力：由得nn求并绘制水平面弯矩图：求f在支点产生的反力：求并绘制f力产生的弯矩图：f在a处产生的弯矩：求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查教材p225表14-1得，查教材p231表14-3得许用弯曲应力，则：因为，所以该轴是安全的。5、轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查教材机械设计p259表16-9，10取取按最不利考虑，则有： 则， 因此所该轴承符合要求。6、键的设计与校核: 根据，选择普通平键，圆头。由机械设计综合课程设计指导书表6-57查得d=40mm时。应选用键 gb/t1096，故轴段上采用键：, 采用a型普通键:接触长度为，通过查教材机械设计p106的表6-2可知键连接的刚许用应力，所以可得到 所选键为：从动蜗轮轴的设计：确定各轴段直径计算最小轴段直径。因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，已知轴的输出功率为2.79kw，转速为75.70 r/min。根据机械设计教材p370表15-4可知，a值在103126间。所以输入轴的最小直径：由式14-2得：，考虑到该轴段上开有两个键槽，因此取查手册9页表1-16圆整成标准值，取。轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t4323-2002或者手册，选用lt7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为500000 。半联轴器的孔径=45m,故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔的毂孔长度。轴的结构设计（1） 密封圈与轴段2的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴段d2=48mm，密封圈为毛毡油封密封圈fz/t92010-1991中直径是50的。（2） 轴段3与轴段6：考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，暂取轴承型号为30210，查轴承手册，其内径d=50mm，外径d=90mm，宽度b=20mm，故取d3=d6=50mm，考虑到安装挡油板时的侧隙，l3=50mm，轴段6除了安装轴承外还有有加工倒角，故l6=32mm。（3） 蜗轮与轴段4：轴段4上安装蜗轮，为了方便安装蜗轮d4应该略大于d3，取d4=52mm，按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为（1.51.9）d4 ，毂宽为78mm，则轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取l4=75mm。（4） 轴肩5的设计：轴段6上安装与轴段3成对的挡油板，考虑到轴承受力的对称性轴肩5的长度l5=14m，且蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取。（5） 轴段2的长度：轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定:l2=50mm。（6） 键连接：联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，分别为键1261gb/t1096-1990及键1668gb/t1096-1990（2）校核该轴 蜗轮的分度圆直径d=258.3mm；转矩t=351.97 nm蜗轮的切向力ft=2t/d=2351.97/258.3=2725.28n蜗轮的径向力fr=fttan/cos=2725.28tan20/cos111835=1027.17蜗轮轴向力fx=fttan=2725.28tan111835=487.26n在水平面上n负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反。在垂直平面上n轴承上的总支承反力n轴承上的总支承反力（1） 画弯矩图在水平面上a-a剖面左侧：a-a剖面右侧：在竖直平面上合成弯矩a-a剖面左侧：a-a剖面右侧：（2） 画转矩图1. 校核轴的强度a-a剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故a-a剖面左侧为危险截面。由附表10.1，抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力 扭剪应力对于调质处理的45钢，由表10.1查得，由表10.1注查得材料的等效系数，。键槽引起的应力集中系数，由表10.4查得绝对尺寸系数，由附图10.1查得轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得。安全系数查表10.5得许用安全系数，显然，故a-a剖面安全。输出轴的弯矩和转矩（3）、键的设计与校核根据，选择普通平键，圆头。联轴器处键连接的挤压应力取键、轴、联轴器的材料都为钢，查表6-2得。显然，故强度足够。应选用键 gb/t1096，故轴段上采用键：。齿轮处键连接的挤压应力取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表6-2 。显然，故强度足够。应选用键 gb/t1096，故轴段上采用键：。(4)、校核轴承寿命(1) 计算轴承的轴向力。由表11.13查得70309轴承内部轴向力计算公式，则轴承、的内部轴向力分别为根据轴承手册查得 图一：轴承布置及受力的方向如图一所示，同向，则显然，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承将保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为比饺两轴承的受力，因，故只需校核轴承。（2） 计算当量动载荷。因为所以x=0.56,y=2.30当量动载荷（3） 校核轴承寿命。轴承在以下工作，查表11.9得。平稳，查表11.10，得。轴承的寿命已知减速器使用10年，二班制工作，则预期寿命显然，故轴承寿命很充裕。八、箱体的设计计算8.1 箱体的结构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于v=3.7m/s4m/s）铸造箱体，材料ht150。8.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系根据传动中心距a可以确定铸铁蜗杆减速器机体的结构尺寸计算表如下：名称符号计算公式数据（单位mm）机座壁厚10机盖壁厚9机座凸缘厚度15机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度25地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径16机盖与机座螺栓直径12连接螺栓d2的间距150200轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径10df、d1、d2至外机壁距离见表1.5df、d2至凸缘距离轴承旁凸台半径外机壁至轴承座端面距离48内机壁至轴承座端面距离58蜗轮外圆与内机壁距离15蜗轮轮毂与内机壁距离12轴承端盖凸缘厚度10 表1.5连接螺栓扳手空间c1，c2值和沉头座直径表螺栓直径m8m10m12m16m20m24m301316182226344011141620242834沉头座直径20242632404860九、键等相关标准件的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：9.1键的选择（1）输入轴与联轴器的键选择：根据，选择普通平键，圆头。查表6-57机械设计综合课程设计指导书：a型普通平键，键标记：键 。材料选用45钢。(2)输出轴与联轴器相配合的键：根据，选择普通平键，圆头。查表6-57机械设计综合课程设计指导书：a型普通平键，键标记：键 。材料选用45钢。（3）轴与蜗轮相配合的键：根据，选择普通平键，圆头。查表6-57机械设计综合课程设计指导书：a型普通平键，键标记：键 。材料选用45钢。9.2联轴器的选择 (1)输入轴相配合的联轴器：根据轴设计中的相关数据，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t4323-2002或者手册，选用lt7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为500000 。9.3螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用 螺栓gb/t5782-2000， m8*35， 数量为4个 m16*100， 数量为4个 螺母gb/t6172-2000, m10 数量为4个 m12， 数量为12个螺钉gb/t70.1 m12*20 数量为2个 m10*25， 数量为4个 m10*16 数量为12个 *（参考机械设计基础课程设计图10-8装配图）9.4销，垫圈垫片的选择选用销gb/t117-2000，b8*30，数量为2个选用垫圈gb/t93-87数量为8个选用止动垫片1个选用石棉橡胶垫片2个选用08f调整垫片4个*（参考机械设计基础课程设计图10-8装配图）有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图十、减速器的润滑与密封1、滚子链的润滑由和链号28a-1，查图9-14可知应采用油池润滑。采用不漏油的外壳，使链条从油槽中通过。一般浸油深度为612mm2、圆锥滚子轴承的润滑蜗轮传动部分采用润滑油，查机械设计综合课程设计表6-75润滑油的粘度为208cst（100c），轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为zgn69-2。3、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。选用凸缘式端盖易于调整，采用密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为fb 050090 gb/t 9877.1轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十一、箱体及附件的结构设计1、减速器结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械设计综合课程设计图五一级蜗杆减速器装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由i箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。（具体结构详见装配图）2、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）蜗杆蜗轮啮合侧隙用铅丝检验，侧隙应不小于0.211mm；（3）蜗轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度45%，长度60%；（4）圆锥滚子轴承的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑脂润滑；（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（6）减速器装置内装ckc150工业用油至规定的油面高度范围；（7）减速器外表面涂灰色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验。 电动机型号：y132m-4p1=7.12kwp2=2.79kwp3=2.62kwt0=47.68 nmt1=47.22nmt2=351.97nmt3=991.71n.mp=44.45t2=351.97n/ma=160mmm=6.3mmmm=2.47=56mpa=0.0236=1.3=40mmd=48mml3=50mm=52mml2=40mml6=15mm：=1.3d2=48mmd=90mml3=50mml6=32mmd4=52mml4=75mml5=14ml2=50mmd=258.3mmt=351.97 nmft=2725.28nfr=1027.17nfx=487.26n：x=0.56y=2.30a 型，12*8gb/t1096a型， 14*9gb/t1096a型， 16*10gb1096选用弹性柱销联轴器lt7gb/t4323m10*35m12*100m10m12m6*20m8*25m6*16gb117-86b8*30gb93-87止动垫片石棉橡胶垫片08f调整垫片设计小结经过三周的综合课程设计，我终于完成了一级蜗杆减速器的设计。简言之，一级蜗杆减速器的设计是一个较为复杂的过程，通过这次设计觉得自己受益匪浅。机械设计综合课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关已修课程（如机械制图、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来，将过去所学的一些机械方面的知识系统化，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步