机械设计课程设计说明书-混凝土搅拌机上用的传动装置传动.doc

机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书学 院： 专 业： 指导老师： 班 级： 学生姓名： 目录一、设计任务书1二、动力机的选择4三、计算传动装置的运动和动力参数5四、传动件的设计计算61带传动的设计计算62高速级齿轮的设计计算73低速级齿轮的设计计算9五、轴的设计计算131高速轴的设计计算132中间轴的设计计算163低速轴的设计计算19六、滚动轴承的选择及校核计算21七、键连接的选择和校核计算23八、减速器箱体的主要结构尺寸及附件的选择 24九、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)25一、 设计任务书设计题目：混凝土搅拌机上用的传动装置传动方案如下图所示，单向运转两班制工作。1.搅拌筒齿圈 2.搅拌筒 3.联轴器 4.齿轮减速器 5.V带传动 6.电动机传动 7.输入轴图1.传动装置传动方案图原始数据：搅拌机所需功率10千瓦传给大齿圈的输入轴转速60转/分使用年限10年完成的设计内容：设计说明书1份，减速器装配图1张，减速器零件图2张设计计算及说明结果二、动力机的选择1.选择电动机种类、类型和结构形式按工作要求和条件（室外，灰尘较多），选用Y系列三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，频率220Hz。2.选择电动机的功率标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。由已知条件可知，工作机所需的功率：传动装置的总效率: 式中，为从电动机至运输机之间的各传动机构和轴承的效率。联轴器；滚子轴承（每对）；圆柱齿轮传动；带传动；则电动机所需的功率：3.确定电动机的转速搅拌机大齿圈转速：减速器输出轴转速为由二级圆柱齿轮减速器的推荐传动比840；V带传动推荐传动比24；故电动机的转速：符合这一转速范围有：1000、1500、3000 r/min方案电动机类型额定功率转速总传动比同步转速满载转速1Y160M2-2153000293048.82Y160L-4151500146024.33Y180L-615100097016.2选择方案2。查得，电机轴直径42mm，长110mm；堵转转矩和最大转矩都为2.0kNm设计计算及说明结果4.计算传动装置的总传动比并分配传动比1）总传动比:2)分配传动比:式中，i1为V带传动比，i2为减速器传动比。选带传动合理传动比i1=2，取二级圆柱齿轮高速级传动比三、计算传动装置的运动和动力参数各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。搅拌机机轴为轴。各轴输入功率各轴的输入、输出转矩Ti1=2i2=12i21=4i22=3设计计算及说明结果功率P/Kw转速n/(r/min)转矩T/(N.m)传动比i效率电机轴12.515146081.862轴12.015720.99159.1470.964轴11.421180.25605.1150.95063轴10.857601725.70.95064.28轴10146803.4480.9222四、传动件的设计计算1.带传动的设计计算1）设计条件小带轮转速为720.99r/min，带传动比i=3；工作年限：10年（设每年工作300天），两班制（16h），连续单向运转，轻微冲击，中心线水平布置。2）普通V带带型选择由设计条件和表8-7知，KA=1.1，由带轮转速和Pca查图8-11选取V带型为C型。3）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=250mm。4）验算带速v。按式8-13验算带的速度5）计算大带轮的基准直径。根据式8-15a，计算大带轮的基准直径dd26）确定中心距a和基准长度Ld根据式8-20，初定中心距为800mm。根据式8-22计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度则带轮中心距7）验算小带轮的包角18）计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr.由dd1=250mm和n1=720.99r/min，查表8-4a得P0=5.7639kw根据n1=720.99r/min，i=2和C型带，查表8-4b得P0=0.64kw。查表8-5得K=0.9542，表8-2得KL=0.95,于是取3根。9）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由表8-3得C型带的单位长度质量q=0.3kg/m，所以应使带的实际初拉力F0（F0）min10)计算压轴力FP压轴力的最小值为2.高速级圆柱直齿轮传动的设计计算已知输入功率P1=12.015kw，小齿轮转速，大齿轮转速，齿数比（传动比）i=4；由电动机驱动。工作年限：10年（设每年工作300天），两班制（16h），连续单向运转，轻微冲击。1）选择精度等级，材料，压力角及齿数：选用直齿圆柱齿轮传动，大端压力角为20度，齿顶高系数为1 ，顶隙系数为0.2，不采用变位。搅拌机是一般工作机械，速度不太高，故通过表10-8选用7级精度（GB10095-88）。选择小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2= Z1i=96。2）按齿面接触疲劳强度设计a.由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2（锻钢），试选Kt=1.3,小齿轮转矩T1=159.147N.m，由表10-7选取齿宽系数d=1。b. 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；c.计算应力循环次数d.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.89,=0.96;e.计算解除疲劳许用应力，取失效概率1%，安全系数S=1，则=3）计算a.代入H中较小的值，试算小齿轮的分度圆直径:=69.395mmb. 计算圆周速度:c.齿宽d.模数齿高b/h=10.672e. 计算载荷系数:g.按实际的载荷系数校正所得分度圆直径f.计算模数m4)按齿根弯曲强度设计确定公式内各计算数值a. 由图10-20C查得，b. 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.85,=0.89c. 计算弯曲疲劳应力: 取安全系数S=1.4d.e. 由表10-5查得，由表10-5 查得，设计计算由齿面接触疲劳强度设计m=2.95mm综合分析考虑，取m=3mm由接触强度算得，d1=78.457mm，得5）几何尺寸v=9.44m/s取a=800mmz=3FP=2955.13NK=1.6取m=3mmK=1.792设计计算及说明结果6）结构设计（略）配合后面轴的设计而定。其中，小齿轮做成实心结构，大齿轮做成腹板式结构。3.低速级圆柱直齿轮传动的设计计算已知输入功率11.421kw，小齿轮转速，大齿轮转速，齿数比（传动比）i=3；小齿轮传递的转矩为：605.115Nm，由电动机驱动。工作年限：10年（设每年工作300天），两班制（16h），连续单向运转，轻微冲击。1）选择精度等级，材料，压力角及齿数：选用直齿圆柱齿轮传动，压力角为20度，齿顶高系数为1 ，顶隙系数为0.2，不采用变位。运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过表10-8选用7级精度（GB10095-88）。选择小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。选定小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2= Z1i=90。2）按齿面接触疲劳强度设计a.试选Kt=1.3b.由表10-7选齿宽系数c. 由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2（锻钢）；d. 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；e.计算应力循环次数f.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.96,=0.99;g. 取失效概率1%，安全系数S=1，则=3）计算a.代入H中较小的值，试算小齿轮的分度圆直径:=116.751mmb. 计算圆周速度:c.齿宽d.模数齿高b/h=13.334e. 计算载荷系数:g.按实际的载荷系数校正所得分度圆直径f.计算模数m4)按齿根弯曲强度设计确定公式内各计算数值a. 由图10-20C查得，b. 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.89,=0.93c. 计算弯曲疲劳应力: 取安全系数S=1.4d.e. 由表10-5查得，由表10-5 查得，设计计算由齿面接触疲劳强度设计m=3.952mm综合分析考虑，取m=4mm由接触强度算得，d1=126.792mm，得5）几何尺寸6）结构设计（略）配合后面轴的设计而定。其中，小齿轮做成实心结构，大齿轮做成腹板式结构。4.传动零件的设计参数K=1.533取m=4mm设计计算及说明结果高速级圆柱小齿轮圆柱大齿轮模数m=3 mm齿数z1 =24z2 =96齿顶高ha =3mm齿根高hf=3.75 mm分度圆直径d1 =81 mmd 2 =324 mm齿顶圆直径da1 =84 mmda2=327 mm齿根圆直径df1 =77.25 mmdf2=320.25 mm齿宽B1=85 mmB2=81mm低速级圆柱小齿轮圆柱大齿轮模数m= 4 mm压力角=20齿数z1 =32z2 =96分度圆直径d1 =128 mmd 2 =384 mm齿顶高ha =4 mm齿根高hf=5 mm齿全高h =9 mm齿顶圆直径da1 =132 mmda2=388 mm齿根圆直径df1 =123 mmdf2=379 mm五、轴的设计计算A 高速轴的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角12.015Kw159.147Nm720.99r/min81mm202求作用在齿轮上的力3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=110。于是有dmin=28.097设计计算及说明结果由于有键槽，将直径增加5%，则d=29.502mm。由于齿轮的分度圆直径大于轴最小直径的1.8倍，不需要使用齿轮轴。4 轴的结构设计765843215 初选滚动轴承由于轴主要受径向力，轴向力可以忽略，故选用深沟球轴承，由于最小直径约为30mm，选取6307型深沟球轴承，其内径为35mm，外径100mm，宽度为21mm。6 根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径。12段：取D1为最小直径，D1=30mm，根据带轮的长度的原则，确定l1=45mm。23段：根据定位轴肩的高度应为0.07到0.1倍的直径，非定位轴肩的高度，应为1mm到2mm，可以确定D2=33mm。为了保证轴承端盖不与带轮相碰，轴承端盖宽度为20mm，端盖与带轮之间距离应大于30mm，所以取该段长度为60mm。45段：取齿轮安装处轴段的直径为D4=37mm，右端与右轴承之间采用套筒固定，已知齿轮轮毂宽度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂长度，去此段长度为81mm，轴肩高度大于0.07倍的直径，推出D5=42mm。而轴环高度应大于1.4倍的直径，所以56段长度取为5mm。34段：取齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，齿轮中心距为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=21mm，中间轴小齿轮轮毂长度为133mm，所以推出56段：D7=35mm，D6=37mm，。至此已经确定了所有轴段的长度和直径，列表如下：轴段12233445566778长度mm45601868154921直径mm303335374237357 轴上零件的周向定位 齿轮、带轮与轴的连接均采用平键连接，根据轴的直径，查表6-1可得，齿轮出平键的尺寸为，而带轮处平键的尺寸为。设计计算及说明结果8 确定轴上圆角和倒角的尺寸：查表152确定，轴端倒角为，2、3处圆角半径为1.2, 4、5、6、7处圆角半径为1.6。9 求轴上载荷：首先根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册查取a值。但是深沟球轴承对中性好，支撑点位于中心处。由之前的设计知道，l1=107mm，l2=221mm，l3=93mm。由前面的带轮的设计知，压轴力所以由材料力学知识可以求得设计计算及说明结果列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩 扭矩10 按弯扭合成应力校核工作轴单向旋转，扭转盈利为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为前面的设计轴的材料选用的是45号钢（调质），查表151知45号钢的许用应力为，所以此轴安全。B中间轴的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角11.421Kw605.115Nm180.248r/min324mm202求作用在齿轮上的力3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=110。于是有由于有键槽，将直径增加5%，则d=46.043mm。由于齿轮的分度圆直径大于轴最小直径的1.8倍，不需要使用齿轮轴。4 轴的结构设计ca=59.08dmin=46.043mm设计计算及说明结果2345615 轴承的选择 由于轴主要受径向力，轴向力可以忽略，故选用深沟球轴承，由于最小直径约为50mm，选取6310型深沟球轴承，其内径为50mm，外径110mm，宽度为27mm。6 根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径。由于高速级大齿轮的轮毂长度为81mm，所以取=76mm。而且中间轴上的高速级大齿轮应与高速轴上的低速级小齿轮相啮合，所以有尺寸关系可以求出，=85mm。由于轴承已经确定，所以D1=D5=50mm，2、5处为非定位轴肩，所以D2=D4=52mm,3和4为定位轴肩，所以圆整后取D3=60mm。低速级的小齿轮轮毂长度为133mm，所以取，由高速级齿轮轴设计知轴的总长，所以可以根据长度关系得出，。至此，轴上所有轴段的长度和直径都已经确定，列表如下：轴段1223344556长度mm7212867685直径mm50526052507 轴上零件的周向定位 大小齿轮与轴的连接均采用平键连接，根据轴的直径，查表6-1可得，大齿轮出平键的尺寸为，而小齿轮处平键的尺寸为。8 确定轴上圆角和倒角的尺寸：查表152确定，轴端倒角为，2、5处圆角半径为2.0, 3、4处圆角半径为2.0。9 求轴上载荷：首先根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册查取a值。但是深沟球轴承对中性好，支撑点位于中心处。设计计算及说明结果有上面的设计知道：l1=101mm，l2=113mm，l3=93mm。有材料力学知识求得各数据列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩 扭矩设计计算及说明结果10 按弯扭合成应力校核工作轴单向旋转，扭转盈利为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为前面的设计轴的材料选用的是45号钢（调质），查表151知45号钢的许用应力为，所以此轴安全。C 低速轴的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角10.857Kw1725.67Nm60r/min384mm202求作用在齿轮上的力3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=110。于是有由于齿轮的分度圆直径大于轴最小直径的1.8倍，不需要使用齿轮轴。4 联轴器的型号的选取：查表141，取K=1.7，则按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准，选用弹性柱销联轴器，可以缓冲振荡，选用HL6型，公称转矩为3150Nm，半联轴器孔径d1为70mm，轴孔长度142mm。5 轴的结构设计17658432=4.07MPad mim =62.217mmTca=2933.64Nm设计计算及说明结果6 根据轴上零件的定位条件确定各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位，须制出轴肩。所以D1=70mm,与半联轴器配合，D2圆整后取为83mm。左端为保证轴端挡圈压在半联轴器上而非轴上，取l1=140mm。b 初步选择滚动轴承考虑到主要受径向力，选用深沟球轴承，又因为D3=85mm，选用6311型轴承，内径85mm。宽度为42mm，外径180mm。确定轴承后，D7也就确定了，D7=85mm，D4 =D6=87mm，轴肩高度取为7mm，轴承宽度为49mm，由中间轴的配合知，大小齿轮应啮合，根据齿轮距箱体的距离，所以可以推得，轮毂长度为128mm，所以取,，在l2段上应该有端盖，所以。至此轴各段尺寸及直径已经确定。尺寸列表如下：轴段12233445566778长度mm14030421251012479直径mm7083858710187857 轴上零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的连接均采用平键连接，根据轴的直径，查表6-1可得，齿轮处平键的尺寸为，而联轴器处平键的尺寸为。8 确定轴上圆角和倒角的尺寸：查表152确定，轴端倒角为，其他处的圆角半径均为2.5。9 求轴上载荷：首先根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册查取a值。但是深沟球轴承对中性好，支撑点位于中心处。设计计算及说明结果有上面的设计知道：l1=187.5mm，l2=119mm，l3=190.5mm。有材料力学知识求得各数据列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩10 按弯扭合成应力校核工作轴单向旋转，扭转盈利为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为前面的设计轴的材料选用的是45号钢（调质），查表151知45号钢的许用应力为，所以此轴安全。六、滚动轴承的选择及校核计算1.输入轴滚动轴承的选择及计算0基本游隙组，标准精度级的6307，其尺寸为：dDT=359021，其基本额定动载荷为33400N，基本额定静载荷为19300N，有前面计算可知两个轴承的承受的载荷， 显然轴承B的受力较大，只校核B轴承。轴向力为Fa=0N=20.56MPa设计计算及说明结果由于受到轻微冲击，取载荷系数，查表知，X=1，Y=0因为，校核轴承寿命,故所选轴承适用。2.中间轴滚动轴承的选择及计算0基本游隙组，标准精度级的6310，其尺寸为：dDT=5011027，有前面计算可知两个轴承的承受的载荷。 显然轴承B的受力较大，只校核B轴承。轴向力为Fa=0N,由于受到轻微冲击，取载荷系数，查表知，X=1，Y=0因为，校核轴承寿命,故所选轴承适用。3.输出轴滚动轴承的选择及计算0基本游隙组，标准精度级的6311，其尺寸为：dDT=8518042，有前面计算可知两个轴承的承受的载荷。 显然轴承A的受力较大，只校核A轴承。轴向力为Fa=0N,由于受到轻微冲击，取载荷系数，查表知，X=1，Y=0因为，设计计算及说明结果校核轴承寿命,故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算（键均为圆头普通平键（A型）A 输入轴键的计算（T=159.147Nm）1.校核带轮的键联接选用普通平键尺寸为bhL=10mm8mm70mm，l=L-b=62mm，k=0.5h=4mm，由表6-2查得，满足设计要求。2.校核圆柱齿轮的键联接选用普通平键尺寸为bhL=8mm7mm40 mm，l=L-b=33 mm，k=0.5h=3.5mm，由表6-2查得，满足设计要求。B 中间轴键的计算（T=605.115Nm）1.校核高速级大齿轮的键联接选用普通平键尺寸为bhL=16mm10mm70mm，l=L-b=60 mm，k=0.5h=5mm，由表6-2查得，满足设计要求。2.校核低速级小齿轮的键联接选用普通平键尺寸为bhL=16mm10mm110mm，l=L-b=100mm，k=0.5h=4mm，由表6-2查得，满足设计要求。C 输出轴键的计算（T=1725.7 Nm）1.校核联轴器的键联接选用普通平键尺寸为bhL=20mm12mm125mm，l=L-b=113mm，k=0.5h=6mm，由表6-2查得，满足设计要求。设计计算及说明结果2.校核低速级大齿轮的键联接选用普通平键尺寸为bhL=25mm14mm110mm，l=L-b=96mm，k=0.5h=7mm，由表6-2查得，满足设计要求。八、减速器箱体的主要结构尺寸及附件的选择1）减速器箱体的主要结构尺寸名称符号减速器及其形式关系箱座壁厚0.025a+3mm=9.4mm,10mm箱盖壁厚10.02a+3=8.12mm,取10mm箱座凸缘厚度b1.5=15mm箱盖凸缘厚度b11.5=15mm箱座底凸缘厚度b22.5=25mm地脚螺钉直径df取M20mm地脚螺钉数目n500mma250mm,n=6轴承旁联接螺栓直径d10.7df=14mm取M14箱盖与箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)df=1012mm取M12mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=810mm取M10窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=68mm取M8定位销直径d(0.70.8)d2=1416mm取M16df、d1、d2至外箱壁距离c1由装配图确定df、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1凸台高度h180mm外箱壁至轴承座端面距离l1由装配图确定内箱壁至轴承座端面距离l2大齿轮顶圆与内箱壁距离1取14mm齿轮端面与内箱壁距离2取12mm箱盖、箱座肋厚m1,mm1=m0.85=6.8mm,取9mm轴承端盖外径D2D+(55.5)d3轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁联接螺栓距离ssD2设计计算及说明结果2）减速器箱体的设计要点减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量，大端盖分箱体采用配合。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。箱体结构应有良好的工艺性，铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=3 mm。箱体外型简单。3) 减速器附件设计A视孔盖和窥视孔在箱盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的