机械设计课程设计-设计用于带式运输机的传动装置

机械设计课程设计计算说明书题目设计用于带式运输机的传动装置机械设计制造及自动化专业班级学号设计者指导老师2009年12月30日上海大学学院目录1设计任务书32系统总体方案设计（附总体方案简图）343原动机选择454计算总传动比及确定各级传动比65传动装置及动力参数计算66传动零件的设计7157减速箱箱体结构尺寸计算168轴的计算17259滚动轴承的选择和计算252810连接的选择和计算283011联轴器的选择303112润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择313313附件设计333414设计心得3415参考资料351设计任务书带式运输机工作原理带式运输机传动示意图如右图所示已知条件工作条件每天两班制工作，每年工作300天，连续单向回转，工作时有轻微振动，；使用折旧期使用年限10年；检修间隔期大修期3年动力来源电力，三相交流380/220V；运输带速度允许误差5；制造条件及生产批量生产厂可加工78级精度的齿轮，生产批量为10台。设计数据2系统总体方案设计（附总体方案简图）1方案A带单级斜齿圆柱齿轮减速器B选择此方案的原因本方案选择电机带动带传动和单级斜齿圆柱齿轮减速器传动。带传动的优点是1适用于中心距较大的传动。2带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收震动。3过载时带轮间会出现打滑，打滑虽使传动失效，但可防止损毁其他零件。4结构简单、成本低廉。而单级斜齿圆柱齿轮减速器同样也是结构简单、成本低廉、易于维修。斜齿轮较之直齿轮，具有传动平稳，承载能力高等优点，故选用斜齿轮。这样的选择有助于提高生产效率，噪声较低，适用面广。2内容按照给定的原始设计数据35和传动方案A设计减速器完成装配底图（1草图）手绘1张减速器装配图（1）一张零件工作图两张（3大齿轮、低速轴）计算说明书一份（6000字左右）3原动机选择（参考2P187）1、电动机类型Y系列三相异步电动机性能参数型号中小型系列为Y系列；Y112M4表示异步电动机，中心高度112MM，中机座，1号铁心，2极额定功率满载运行时输出的功率满载转速额定工作情况下运行的转速，略小于同步转速原始数据运输带工作拉力FN2000运输带工作速度VM/S16卷筒直径DMM2902、电动机功率卷筒输出功率（工作机所需功率）PWFWVW/1000200016/100032KWNW601000V/D60100016/314/2901054R/MIN传动装置总效率A效率查2表17P5带传动效率0为096齿轮副效率1（1对）为097滚动轴承效率2（3对）为099齿式联轴器效率3为099卷筒效率W为096总效率A013W20960970993099096086所需电动机功率PDPDPW/A32/0863723、电动机转速滚筒轴转速NW601000VW/D1054R/MIN总传动比范围IXYII带范围I单减范围（17）（46）442各传动比范围见2表18P5所需电动机的转速范围NDINW442NW421644268所需电动机的同步转速3000R/MIN、1500R/MIN、1000R/MIN、750R/MIN（红字推荐）选择1500R/MIN为电动机的同步转速，即ND1500R/MIN4、电动机型号按所需的PD、ND查2表121P167查2表123P168表格列出电动机主要技术数据型号额定功率PM满载转速NM轴径D轴伸长E中心高HY112M44KW1440R/MIN28MM60MM112MM4计算总传动比及确定各级传动比（参考2P196）1、传动装置总传动比IINM/NWIVI减I0I1I0V带传动传动比I1单级齿轮减速器传动比INM/NW1440/105413672、确定各级传动比原则大带轮半径不能超过减速器中心高，应使I0I1选择V带传动传动比I0（2表18P5）选V带传动传动比I03减速器传动比I1I/I0（如果超出2表18P56的范围，则增大I0或重新确定（降低）电动机转速ND、NM。单级齿轮减速器传动比I1I/I01367/34565传动装置及动力参数计算1、各轴转速R/MINN0NM1440NNM/I01440/3480NN/I1480/45610534NN105342、各轴输入功率（KW）P0PD372PP00372096357PP12357097099343PP23343099099336注滚筒输出功率PWP343360990963193、各轴输入扭矩（NM）T09550PD/NM9550372/14402467T95501000P/N9550357/4807103T95501000P/N9550343/1052631096T95501000P/N9550336/1052630461注滚筒输出功率TW9550PW/NW9550319/1054304614、运动和动力参数汇总编号功率P/KW转速N/R/MIN转矩/NM传动比0轴37214402467（I03）3574807103（I1456）3431053431096336105343046116传动零件的设计计算及说明结果一设计V带传动（参考1P221）1、求计算功率PC查1中表138得KA11，故PCKAPD113724092、选V带型号选用普通V带，根据PC409KW，N01440R/MIN，由1图1315查出此坐标点位于A型处。3、选择和计算带轮的基准直径D1、D2带轮的结构设计注意事项1、取电动机轴工作功率PD计算（不是额定功率）2、小带轮顶圆半径应小于电动机中心高3、带轮直径圆整为标准直径，确定后重新计算带传动实际传动比I0（保留小数23位），修正NI、TI以及I14、带的根数不多于五根选用A带小带轮直径由1表139，D1应不小于75，现取D1100MM，由1式（139）得MN30480120由1表139取D2300MM4、验算带速VSMND/1064106SM/547带速在525M/S范围内，合适。5、求V带的基准长度LD和中心距A初步选取中心距A015（D1D2）15（100300）MM600MM取A0600MM符合07（D1D2）A02（D1D2）。由1式（132）得带长0212104D2AALM6362M1845查1表132，对A型带选用LD1800MM。再由1式（1316）计算实际中心距200LADM571846100MM1D大带轮直径300MM2D带长1800MMDL带轮中心距A5775MM6、验算小带轮包角1由1式（1316）得35718012AD12063合适。7、求V带根数Z由1式（1315）得LCKPZ0今N11440R/MIN，D1100MM，查1表133得P0132KW由1式（139）得V带实际传动比31020DI减速器实际传动比5641I轴实际转速N480R/MIN轴实际输入扭矩T7103NM查表135得017KW0P由查表137得095,查表132160K得KL101,由此可得8620195170324Z取3根。8、求作用在带轮轴上的压力FQZ286皮带选用3根查表131得Q01KG/M，故由式（1317）得单根V带的初拉力2015QVKZVPFCN195347094732作用在轴上的压力2SIN10ZFQN9056I953905NQF结构简图计算及说明结果设计选用齿轮（参考1P178结合P175）1、选择材料及确定许用应力小齿轮用45调质处理，齿面硬度为197286HBS，590MPA，450MPA，（表1LIMH1FE111），大齿轮用45正火处理，齿面硬度为156217HBS，380MPA，3102LIH2FEMPA（表1111）。由表115，取，1HS5FHHS222LIM1LIMPA48513059SFE3602PAFE485122、按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K1（表113），齿宽系数（表116），小齿轮80D上的转矩T1T103710310371030MNMN取ZE1898（表114）取ZH25，螺旋角取15螺旋角系数小齿轮用45号锻钢调质大齿轮用45号锻钢正火983015COSZ传动比64IU由式（119）MMZUKTDHED51849830256171233221齿数取，则Z13706412U故减速器实际传动比54I实际总传动比110实际滚筒轴转速MIN/35IN/7134RRINMW误差范围103540WN合适。320模数MZDMN81305COS18COS1齿宽，DB46581取，M02B1按表41取，实际的N齿数301Z72法面模数MM2NM，MZMDN623015COS2S1N84722中心距MMZAN17325COS130COS21实际螺旋角AZRN2CS135730OA3、验算轮齿弯曲强度当量齿数135COS031ZV2S7CO332ZV齿形系数（图118），581FAY（图119），631SA182FA2由式（1110）112SAFNFYMDBKTMP635865073APAF091212SANFYMDBKTMP8565073中心距MA173螺旋角135安全。MPAPAF24841924、齿轮的圆周速度SMSNDV/561/603601对照表112可知选用8级精度是合宜的。5、几何尺寸计算6、大齿轮零件工作图设计（参考2P163表116）1）、计算结构尺寸MD8561220N810MDD51732901齿轮的圆周速度SMV/561选8级制造精度MN2DDD75428901MR8016BC5102CC15大齿轮零件工作图设计1、M取标准值，且不要小于2MM2、采用斜齿圆柱齿轮。3、斜齿轮的中心距A通过调整螺旋角使以0或5结尾4、齿宽要圆整；分度圆、齿顶圆、齿根圆直径、螺旋角保留小数23位；按经验公式计算的结构尺寸均须取整数。5、小齿轮45调质，大齿轮45正火6、齿轮精度8级7级7、齿数圆整后，验算传动装置总传动比误差应5结构简图7减速箱箱体结构尺寸计算已知小齿轮，大齿轮中心距M62D15B1M284D50B2MA173由2表111减速器箱体主要结构尺寸可知如下一级齿轮减速器型式及尺寸关系/MM名称符号尺寸关系计算数值取值箱座壁厚81025A53258箱盖壁厚153258箱盖凸缘厚度B11212箱座凸缘厚度51212箱座底凸缘厚度2252020地脚螺钉直径FD12036A1822820地脚螺钉数目N4N5时，44轴承旁连接螺栓直径1D075FD1516盖与座连接螺栓直径205F1010连接螺栓L150200150100的间距2D轴承端盖螺钉直径3D04FD88视孔盖螺钉直径403F66定位销直径D072D9610大齿轮顶圆与内箱壁距离119610齿轮端面与内箱壁距离289箱盖、箱座肋厚M、150811M688DF、D1、D2至外箱壁距离C12表112DF26D122D216DF26D122D216DF、D1、D2至凸缘边缘距离C22表112DF24D120D214DF24D120D2148轴的计算1小齿轮轴各段直径和长度1按1P245式（142）计算并取整数MNPC31C是由轴的材料和承载情况确定是常数，查1表142，轴材料为45，对应的C为107118，取C110。MNP4728053131且D280取125MM定位轴肩高度H按1P243图1410确定。H5137M7432001取H5MMMB74查1P224表1310V带轮的轮槽尺寸查出A型带对应的F9，E15带轮宽度B2FZ1E293115MM48MM。L1B23MM45MM。212H（2525）MM35MM并按2P90表712毡圈油封相配轴径圆整,取235MM合适。轴承座宽B1C1C25105560取B155MML底222B189MMLL底22B1183MME12D396MM初选角接触球轴承7008AC，轴承外径D68MM,轴承宽B15MMM1L/2B1/223轴承宽B35MML230EM1645MM取L265MM3取0或5结尾的值，以与滚动轴承内径相配。取3340MM。L3L3轴承宽B3239MM,结合实际情况，取L3L335MM4即为小齿轮轴。L4B155MM2大齿轮上的低速轴各段直径和长度5按1P245式（142）计算。MMNPC135410335并按2P95表83齿式联轴器的孔径取值（142），选GICL1型鼓形齿式联轴器取535MM。联轴器长82MM取整数L580MM定位轴肩高度H按1P243图1410确定。H1037055取取H5MMM4537652H（3526）MM45MMMHB541并按2P90表712毡圈油封相配轴径圆整取645MM。L底222B284MMLL底22B1178MME12D396MM初选角接触球轴承7010AC，轴承外径D80MM,轴承宽B16MMM2L/2B2/223轴承宽B265MML630EM2661MM取L666MM7取0或5结尾的值，以与滚动轴承内径相配。取7750MM。L7轴承宽B32B1B2/22445MM,结合实际情况，取L7385MM8724MM取855MM查2P53表41的DT1593MM选A型平键1610长40MM。L8要比大齿轮的宽度50MM略小23MM，取L848MM。定位轴肩高度H按1P243图1410确定。M51037088取取H75MM2737HB41982H5527570MM取970MML9H8MML7L/2B2/2L9M234MM取L7285MM因为，齿轮工作时不能把箱体内润滑齿轮的油带到轴承中，则轴承润SMV/561滑采用润滑脂润滑，即在装配时将润滑脂填入轴承及轴承孔中。为防止当齿轮运转时箱体内的润滑油进入轴承，造成润滑脂流失，轴承内侧端面应安装档油环，由此可定出轴的跨距。2设计阶梯轴，确定轴的跨距。根据以上内容，画出减速器装配底图并初步确定轴的跨距。7008C/AC受力点间距L110M。7010C/AC受力点间距L2114MM。由带轮设计，参照表1310，得大带轮的轮毂宽度B48MM。带轮受力点到轴承7008C/AC间距K95M。3分析计算轴所受的力，画弯矩、扭矩图，校核轴的弯扭复合强度或精确验算轴的安全系数。计算及说明结果1小齿轮轴的校核1）、大带轮作用在I轴上的压力，NFQ905齿轮螺旋角,，O13O20NA作用在小齿轮轴上的转矩7103，TM小齿轮分度圆直径62D1由1式（117）得NAFNDTFONTROTAT918635CS20256191326103722）、求垂直面的支承反力NFNLDFVRVARV560362791802651928632113、求水平面的支承反力NFTH651429214）、力在支点产生的反力QFNFART5261983NFV5603271NH65142NF59781F62NFLKFQQ59168701895121外力作用方向与带传动的布置有关，Q在具体布置未确定前，按最不利的情况考虑。5、绘制垂直面的弯矩图MNLFMVAV3621052LVAV15420716、绘制水平面的弯矩图MNLFMHA016325417）、力产生的弯矩图QNKFM975802AA截面力产生的弯矩为QMNLFA94210578MNAV15436MNAH0163NF97582MN942AF8）、求合成弯距图考虑最不利得情况，把和AFM直接相加AHAV22MNMMNFAFHAVAAF9758075124016341299401632229）、求危险截面的当量弯矩因轴承外沿处直径较小，而此处当量弯矩又较大，所以认为此处为危险截面，需进行校核。已知7103，如认为轴的扭切TMN应力是脉动循环变应力，取折合系数06。其当量弯矩为1MNAME2198037642210）、校核危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表141查得，PA650B由表143查得，MB1则MDBE2976098203331考虑到键槽对轴的削弱，将D值加大5。故M528975MN9812E小齿轮轴的设计是合理的。可知预选57MM可行。11）计算轴承载荷因外力作用方向与带传动的布置有QF关，在具体布置未确定前，按最不利的情况考虑NNFFHVRFHVR92859168456079155978161432222212大齿轮轴的校核作用在大齿轮轴上的转矩II轴31096NMTL2109MM大齿轮分度圆直径M257D考虑为联轴器连接，只传递扭矩。齿轮螺旋角O13O0NA由公式得DTFTNTRA2COSNFR928715NFART159268NFAFNDTOTAONTRT159235N861CS2086291842096132求垂直面的支承反力NFNLDFFVRVARV198453621092845268221求水平面的支承反力NTH93041218962绘制垂直面的弯矩图MNLFVAV54621982LVAV549120831绘制水平面的弯矩图NFV19845321NFH931042MAV546NAV5419MNAH6759MNLFHA675921034求合成弯矩图已知31096NM，如认为轴的扭切T应力是脉动循环变应力，取折合系数06。其当量弯矩为MNAHVA978675422AHAVA79266754122从图可见AA截面最危险，已知31096NM，如认为轴的扭切应力T是脉动循环变应力，取折合系数06。其当量弯矩为MNATE25069610397822校核危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调制处理，由表141查得，由表143PA0B查得B61BEEMPAADW1341225060计算轴承载荷MNA987A62MNE2506大齿轮轴设计是合理的。NFR8216452NFHVRHVR8261930415293043822211所以确定的尺寸是安全的。9滚动轴承的选择和计算根据对滚动轴承的工作要求，确定所选轴承的类型为角接触球轴承，然后根据安装轴承处轴的直径，初步选择其型号为7008C/AC、7010C/AC。计算及说明结果1对小齿轮轴上轴承寿命的计算已知运转平稳，转速480R/MIN，轴承载N荷，轴承采用面对NFR928715面安装，外部轴向力，A5261暂定为7008AC型轴承O先计算轴承1、2的轴向力、1AF，由表1612查得轴承的内部轴向2AF力为NRS94132756801FRS7082方向见图示。因为NFS94132S7082264789N1AF20283N2A941328926475601SASFNN所以轴承1为压紧端264789NA2AS而轴承2为放松端202837NAFS计算轴承1、2的当量动载荷由表1611查得E068，而06835798641RAFE02RA查表1611可得、41X、。故当8701Y202Y量动载荷为11ARFP041195579087264789N310554N222ARYX1298290202837N29829N计算该滚子轴承的额定寿命由公式HPFCNLPTH601因为由表168、169查出，又因,选代PTFF、211P入计算，由附表2查得C19KN，球轴承3HHL79525410948603310554N1P29829N2HLH7952可以选用7008AC型轴承满足小修时更换要求2对大齿轮轴上轴承寿命的计算已知运转平稳，转速10534R/MIN，轴承N载荷，轴承采用面对NFR8216452面安装，外部轴向力，A19暂定为7010AC型轴承O5先计算轴承1、2的轴向力、1AF，由表1612查得轴承的内部轴向2AF力为NRS467831501FRS2109方向见图示。因为NFSAS4678386159212所以轴承1为压紧端168882NA2AS而轴承2为放松端109672NAFS计算轴承1、2的当量动载荷由表1611查得E068，而068475861RAFNFS467831S7210962168882N1AF109672N2AE68021792RAF查表1611可得、41X、。故当8701Y202Y量动载荷为11ARFP041115214087168882N194165N222ARYX11612820109672N161282N计算该滚子轴承的额定寿命由公式HPFCNLPTH601因为由表168、169查出，又因,选PTFF、21代入计算，由附表2查得C1252KN，球轴承3HLH140589826563满足大修时更换要求194165N1P161282N2HLH34589可以选用7010AC型轴承满足大修时更换要求10连接的选择和计算由于应用于带式运输机，设计的连接方式采用普通A型平键连接，因是标准件，便于维护更换。由装配底图，根据所选带轮宽度和所选联轴器的孔深以及轴的直径大小选取的普通A型平键的具体型号为小齿轮轴与带轮连接键8740GB/T10962003；大齿轮轴与联轴器连接键10870GB/T10962003大齿轮与轴连接键161010GB/T10962003列表校核所选键如下计算及说明结果1小齿轮轴与带轮连接键8740GB/T10962003由此已知键的工作长度LLB408MM32MM键的高度H7MM轴的直径D25MM输入转矩7103NMT因连接带传动，为冲击载荷需用挤压应力，由表1010，60MPAP所以由公式，得PAPMDHLT745032142大齿轮轴与连轴器的连接键10870GB/T10962003由此已知键的工作长度LLB7010MM60MM键的高度H8MM轴的直径D35MM输入转矩31096NMT因连接联轴器传动，为轻微冲击载荷需用挤压应力，由表10平键连接的主要失效形式是工作面的压溃。平键连接的挤压强度条件为PPDHLT460MPAPPAM7450小齿轮轴与带轮连接所用键的选择是合适的。110MPAP10，110MPAP所以由公式，得PAPMDHLT047683519433大齿轮与轴的连接键161040GB/T10962003由此已知键的工作长度LLB4016MM24MM键的高度H10MM轴的直径D55MM输入转矩31096NMT因齿轮和轴的连接，为轻微冲击载荷需用挤压应力，由表1010，110MPAP所以由公式，得PAPMDHLT2394105643PAM047大齿轮轴与连轴器的连接所用键的的选择是合适的。110MPAPPAM2394大齿轮与轴的连接所用键的的选择是合适的。11联轴器的选择1已知条件输入转矩31096NM，输入轴连接处直径尺寸为D35MM，两班制工作，连续单向T运转，载荷较平稳。2确定联轴器的型号规格P95表83由以上条件连轴器选用GICL型鼓型式联轴器。本连轴器具有良好的补偿两轴综合位移能力，外形尺寸小，承载能力高，能在高转速下可靠的工作。因输入转矩31096NM，输入轴连接处直径尺寸为D35MM。T最终确定弹性套柱销联轴器的型号为GICL联轴器JB/T8854320016035821J主动端Y型孔、A型键槽、D35MM、L82MM从动端J1型孔、A型键槽、D35MM、L60MM12润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择润滑方式、润滑油牌号选择润滑方式的选择要根据圆周速度、工作条件，温度等来选择。本次设计的减速箱齿轮圆周速度为，采用闭式齿轮传动，两齿轮SMV/2/561都选用45号锻钢，环境最高温度为室温。齿面接触应力MPA485H1润滑方式由上面给出条件，可确定因，齿轮采用油池润滑，大齿轮浸入深SMV/2/561度约为一个齿高；轴承采用润滑脂润滑，每隔半年更换一次润滑脂。润滑脂的装填量不超过轴承空间的1/2。为防止箱内的油侵入轴承与润滑脂混合，并防止润滑脂流失，应在箱体内侧装档油环。2润滑油牌号的选择可根据齿面接触应力大小来选择，因齿面接触应力，又采用闭式齿轮MPA485H传动，根据表117，初步选定润滑油牌号为LCKB抗氧化防锈工业齿轮油。结合设计手册润滑与密封表71，最终确定润滑油牌号为LCKC中负荷工业闭式齿轮油。3润滑油粘度的选择原则齿面接触应力大，则粘度大；相对速度高，则粘度应较小。由公式式中，B55MM,62MM,VBDFT1256NT2911DSMV/56269MPAS/M2,通过查图1122，得出所选粘度为40CO时为500MM2/S,因环T1境温度为室温,粘度的选择应有所降低。4选择结果由2表71，最终确定润滑油为LCKC460（GB59031995）。润滑脂选定为滚珠轴承脂（SH03861992）。密封装置的选择1密封装置的选择本次设计的密封装置采用毡圈密封，因为虽然这种密封方式在接触式密封中寿命最低，密封性能相对较差，但简单、经济，适用于脂润滑轴承中较好。2密封装置的型号根据轴的直径小齿轮轴D135MM，大齿轮轴D645MM。选定为毡圈35（GB/ZQ460686）材料半粗羊毛毡毡圈45（GB/ZQ460686）材料半粗羊毛毡13附件设计1挡油环设计采用脂润滑时，为防止箱体内润滑油飞溅到轴承内，稀释润滑脂而变质，同时防止油脂泄入箱内轴承面向箱体内壁一侧应加挡油环。挡油板做成齿状，主动轴，挡油环厚度为69MM，挡油环与轴承间隔为39MM，置于轴承内侧。从动轴，挡油环厚度为72MM，挡油环与轴承间隔为5MM，置于轴承内侧。2视孔盖为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油。在箱体的适当位置设置观察孔，视孔盖用螺钉