带式运输机的传动系统的设计

1、湖南农业大学工学院湖南农业大学工学院 课程设计说明书 课程名称：课程名称： 机械设计课程设计 题目名称：题目名称： 带式运输机的传动系统的设计 班班 级：级： 姓姓 名：名： 学学 号：号： 指导教师：指导教师： 杨 文 敏 评定成绩：评定成绩： 教师评语：教师评语： 指导老师签名： 2010 年 月 日 目 录 一、设计要求一、设计要求.1 二、设计任务二、设计任务.1 三、计算及说明三、计算及说明.2 一、电动机的选用.2 二、传动比的计算.3 三、计算运动和动力参数.3 四、齿轮传动设计.4 五、 联轴器的选择.6 六、 轴的设计计算.7 七、 轴承的设计计算.10 八、键连接的选择与校

2、核计算.13 九、其他标准件的选择.14 十一、设计小结.15 十二、参考资料.15 一、设计要求 1.设计方案要求： 1）含有两级斜齿圆柱齿轮的减速器 2.工作条件： 1）使用年限 10 年，两班制（每年按 300 天计算） 2）载荷平稳 3）运送物品：谷物 4）单向传动 3.原始数据： 1）运输牵引力 P：3000N； 2）运输带牵引速度 V：1.4m/s; 3)滚筒直径 D：240mm。 二、设计任务 1.减速器总装配图一张（M：1:1） ； 2.零件工作图四张（齿轮、输出轴、箱体、箱盖） ； 3.设计计算说明书一份： 1）运动参数的计算，电动机的选择 2）联轴器的选择 3）齿轮传动的设

3、计计算 4）轴的设计计算 5）滚动轴承的选择与寿命计算 6）键的选择与校核 传动装置简图如下： 1. 电动机 2. 联轴器 3. 双级斜齿圆柱齿轮减速器 4. 驱动滚轮 图 1 传动装置简图 三、计算及说明 一、电动机的选用 1.执行机构的功率5.2KW 1000 1.43000 1000 FV PW= = 2.电动机的输出效率 P P W d = 传动装置的总效率 43 2 2 3 1 .= 由于轴受到轴向力，因此选用角接触轴承97 . 0 1= 高速级联轴器，低速级联轴器99 . 0 3=97 . 0 4= 斜齿圆柱齿轮98 . 0 2= 由上可得kw12 . 6 97 . 0 99 .

4、0 98 . 0 97 . 0 2 . 5 p p 32 w d = = 3.预选择电动机 查表得，选用 Y160M-6 或.Y132-4。但由于前者级数目多，价格比较贵，因此选择后 者。具体参数见下表： 表 1 电动机参数 电动机型号 额定功率 满载转速额定转矩 最大转矩 质量 Y132-47.5kw1440r/min2.22.381kg 二、传动比的计算 1.滚筒转速 min/111.4r 240 1.4100060 D v100060 nw= = = 2. .装置总传动比93.12 4 . 111 1440 = w m n n i 3.传动比的分配 由理论知识可知一级传动比二级传动比的

5、1.31.5 倍，因此可得 i1=4 i2=3.2 三、计算运动和动力参数 1.各轴转速（与电动机连接的为 1，与滚筒连接的为 3，中间轴为 2） n1=nm=1140r/min n2=n1/i1=360r/min n3=n2/i2=112.5r/min 2.各轴输入功率（按电动机的额定功率 pd 计算各轴输入功率） kwpp kwpp kwpd 709 . 6 058 . 7 425 . 7 99 . 0 5 . 7p 2123 2112 31 = = = 3.各轴转矩 由上可得，轴的运动参数如下表： mN 7 . 535iTT mN1 .176iTT mN 3 . 46TT 21223 2

6、1112 3d1 = = = 表 2 轴的运动参数 转速输入功率输入转矩 1 轴 1140r/min7.425kw46.3mN 2 轴 360r/min7.058kw176.1mN 3 轴 112.5r/min6.079kw535.7mN 四、齿轮传动设计 1.第一级齿轮的的计算： 1）齿轮精度的确定。 由于运输机的速度不高，故选用八级精度就可以满足。 2）材料的预选择。 （参照教材例题 12-3） 表 3 齿轮材料 材料热处理硬度 接触疲劳极 限 弯曲疲劳极 限 小齿轮 20Cr 渗碳淬火 60HRC1400Mpa380Mpa 大齿轮 40Cr 表面淬火 50HRC1220Mpa320Mpa

7、 3）计算 1.查表 12-4，得。从而许用应力为1.5S1.2,S FH = MPa S MPa S MPa S MPa S F F F F H H H 85.212 5 . 1 320 ,253 5 . 1 380 1017 2 . 1 1220 ,1200 2 . 1 1440 2lim 2F 1lim 1F 2lim 2H 1limH 1H = = 2.按齿轮弯曲强度设计： 选 8 级精度齿轮，由表 12-3 查的载荷系数 K=1.2，齿宽系数。4 . 0a= 预选齿轮螺旋角则18,Z10 o =，72184ZiZ 112 = 参 数 轴 当量齿数 38.75 10 3 cos 72

8、3 cos 2 2 85.18 10 3 cos 18 3 cos 1 1 = z V z z V z 由机械设计基础图 12-12 查得由图 12-13 查得;24 . 2 ,85 . 2 21 = FF YY ，得76 . 1 ;54 . 1 21 = SS YY 0185 . 0 85.212 76 . 1 24 . 2 ,0173 . 0 253 54 . 1 85 . 2 2 22 1 11 = = = F SF F SF YYYY 故取后者带入公式 7 . 1 18144 . 0 0185 . 0 10cos463002 . 12 . 3 1)Z(u COSYYKT2 . 3 m

9、3 2 2 3 2F 2 1a 2 S2F21 n + = +）（ 取标准模数 mm38.91 10cos2 902 2COS ZZm amm2m 21n n = = + = ）（ ，中心距 取中心距 a=92mm 则 7 5811 922 902 arcos = = 齿宽 b=mm42bmm37bmm 8 . 36924 . 0a 12a =，得 3.按齿面接触强度校核： 0.07d，故取 h=5mm，则轴环处的直径 d5=70mm，轴环宽度 b1.4h，取 L5=12mm。 （4）轴承端盖的总宽度约为 35mm，根据轴承端盖的拆卸方便及便于对轴添加润滑脂的要 求，取端盖的外端盖与联轴器左端

10、面间距为 15mm，故取 L2=50mm。 （5）取齿轮距箱体内壁距离为 13mm，考虑到挡油环的安装位置，轴承应距离箱体内壁一 段距离 S，取 S=6mm，已知轴承宽度 B=18mm，则 L7=13+6+18+1=38mm，齿轮左端采 用套筒定位，根据总体的安装尺寸取 L4=42mm （6）轴上零件的圆周定位 齿轮、联轴器与轴的圆周定位均采用平键定位。已知 d6=60mm，由机械设计手册 表 4-1 查的平键截面 b h=18mm 11mm，长约 36mm，同时为保证齿轮与轴的配合有良 好的对中性，故齿轮轮毂与轴的配合采用；同理可得，联轴器与轴的连接，选 6n H7 用 平键 14mm 9m

11、m 110mm，联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴承的圆周定位由过 6k H7 盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 （7）确定轴上圆角和倒角 取轴端倒角为 C2，各轴肩处圆角尺寸见零件图 ZLR-220-12.8-10。 4）求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=195.1mm NFF N F F N d T ta t r 32.98230 810tan54.5491tan 48.2030 30 810cos 20tan54.5491 cos tan 54.5491 1 . 195 53570022 F 2 2 3 t = = = = = 5）按弯扭合成校核轴的强

12、度 1.轴的受力简图如下图所示： 2.求水平支反力 ），（其中98mmL54mmLOLFLF FFF BCACBCBHACAH tBHAH = =+ 解得1951NF3540N,F BHAH = 3.绘制水平面弯矩图 mm191160NLFM ACAHCH = 图 3 轴的受力简图 4.求垂直面支反力：由可得0MB= 2569NF0,LF 2 d FLF AVABAVaBCr =+从而可解出 由N5871-FFFOF rAVBV = 得 5.绘制垂直面弯矩图：截面 C 右侧弯矩 N= ACAVCV LFMmm 截面 C 左面弯矩 mmNLF BCBVCV =155526M 6.绘制合成弯矩图：

13、根据得 22 CVCH MMM+= mmNMMM mmNMMM CVCHC CV CH C =+= =+= 246435 236193 2 2 2 2 7.绘制扭矩图： mmN535647 2 d FT t = 8.计算当量弯矩： 22 e T)(MM+= 由当量弯矩和轴的尺寸参数可知，C 截面是危险截面，此处可将轴的扭转剪应力看 做脉动循环，取，则6 . 0 C 截面：mmN049954T)(MM 22 CCe =+= mm236193NMM CCe = 在两项中，取较大者进行计算。 9.校核危险截面处的强度： 14-5)查机械设计基础表(55MPa 1 . 19 d 32M W M 1b-

14、 3 6 CeCe eb MPa 故轴的强度足够。 10.精确校核轴的疲劳强度 （1） 判断危险截面 截面 A,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中会削 弱轴的疲劳强度，但由于州的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的，所以 由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面截面 A,B 均无需校 核。 从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面、处过盈配合引起的应力集中最严重； 从受载的情况来看，截面 C 上应力最大。截面的应力集中和截面相近，但截面不 受扭矩作用，同时轴径也较大，故也不必作强度校核。 截面 C 上虽然应力最大胆应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力

15、集中均在两端）而 轴径达，故截面 C 也不必校核。 截面、显然更不必校核。 键槽应力集中系数比过盈配合小，因而低速轴只校核截面左右两侧即可。 （2） 截面左侧 抗弯截面系数 333 0.10.1 6223832.8Wdmm 抗扭截面系数 333 0.20.1 6247665.6TWdmm 弯矩 M 为 ；1156.5 22.5 121642.2 156.5 MMN mm 截面弯曲应力为 121642.2 5.104 23832.8 M Mpa W 扭矩为 T=371.1Nm。 扭转切应力为 3 371.1 10 7.785 47665.6 T T T Mpa W 轴的材料为 45 钢，调质处理

16、。由表 15-1 查得，640BMpa1275Mpa 1155Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按附表 3-2 查取=2.04 ，=1.50。 又由附图 3-1 查取轴材料的敏性系数， 0.83q0.79q 故有效应力集中系数为 ， 1.861()kq 1.401()kq 由附图 3-2 的尺寸系数 0.69 由附图 3-3 的扭转尺寸系数 0.81 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数为 0.92 轴未经表面强化处理，即。则按式（3-12）和（3-12a）得到综合影响系数为： 1q 11 2.78 q k K 11 1.82 q k K 取碳钢特性系数为 0.1,0

17、.05 计算安全系数的值，取 S=1.31.5。按式（15-6）（15-8）则得caS 1275 19.38 2.78 5.1040m S K （由轴向力 Fa 引起的压缩应力作计入但因其值甚小，可忽略。 ）m 1155 21.29 7.7857.785 1.820.05 22 m S K 22 14.331.5ca SS SS SS 故可知其安全。 （3）截面右侧 抗弯截面系数 333 0.10.1 5718519.3Wdmm 抗扭截面系数 333 0.20.1 5737038.6TWdmm 弯矩 M 为 ； 1156.5 22.5 121642.2 156.5 MMN mm 截面弯曲应力为

18、 121642.2 6.57 18519.3 M Mpa W 扭矩为 T=371.1Nm 扭转切应力为 3 371.1 10 10.02 37038.6 T T T Mpa W 过盈配合处的，由附表 3-8 查得，并取。所以， K 0.8 KK 3.16 K 2.53 K 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数为 0.92 故综合系数为 1 13.25 k K 1 12.62 k K 计算截面右侧的安全系数的值，取 S=1.31.5。按式（15-6）（15-8）则得caS 1275 12.88 3.25 6.570m S K （由轴向力 Fa 引起的压缩应力作计入但因其值甚小，可忽略。

19、 ）m 1155 11.59 10.0210.02 2.620.05 22 m S K 22 8.621.5ca SS SS SS 所以低速轴截面右侧的强度也是足够的。 因无瞬时过载以及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。 至此，轴的设计及计算结束。 2、其他轴的设计校核略，尺寸见装配图。 七、 轴承的设计计算 1、输出轴承的计算 在轴的结构设计时已初选两轴承的型号为角接触轴承 7011C，其基本尺寸为 。mm18mm9055mmBDd= 从机械设计手册表 6-6 查的其相关数据为：基本额定动载荷 Cr=37.2KN,基本额 定静载荷 Cor=30.5KN,最大安装尺寸 Dmax=83m

20、m，最小安装尺寸 dmin=62mm 。 在设计轴时已计算加载在轴上的力：圆周力 ,轴承水平支反力 N982FN,2030F 5491N,F art =轴向力径向力 ，轴承垂直面支反力：，。1951NF3540N,F BHAH =2569NFAV=N5871FBV= 1) 求轴承受到的径向载荷 rBrA FF 和 N5152FFF 4374NFFF 2 BV 2 BHrB 2 AV 2 AHrA =+= =+= 2) 求轴承受到的轴向载荷 aBaA FF 和 对于 70000C 型轴承，内部轴向力 F=eFr，式中 e 为表 16-5 中的判断系数，其值由的 o a C F 大小来确定，但现在

21、轴承轴向力未知，故先选取 e=0.4，由此可以估算 a F N1006F4 . 0FN 6 . 7491F4 . 0F rB BrA A = 因为，所以轴承 A 被“压紧” ，轴承 B 被“放松” ，因此，两轴承所受轴 a B A FFF+= 查机械设计基础表 16-5 可得 XA=0.44,YA=1.2827；XB=1,YB=0。 查表 16-6 和表 16-3 可得 fp=1.2 , ft=1。则 N34.3855FYFXfP aAArAApA =+=）（ N0183FYFXfP aBBrBBpB =+=）（ 4) 因为,所以按轴承 A 的受力验算(对于球轴承) BA PP 3= h P

22、Cf nP Cf n L tt h 48000h48840) 34.5385 37200 ( 5 . 112 16670 )( 16670 )( 60 10 3 1 1 6 = 故所选轴承寿命符合要求。 2、其他轴承的设计 1）同理设计输入轴选择轴承 7006C，其基本尺寸为，mm1355mm30mmBDd= 基本额定动载荷 Cr=15.2KN,基本额定静载荷 Cor=10.2KN,最大安装尺寸 Dmax=49mm，最小安 装尺寸 dmin=36mm 。 2） 同理设计轴 2 选择轴承 7009C，其基本尺寸为，mm16mm57mm54BDd= 基本额定动载荷 Cr=25.8KN,基本额定静载

23、荷 Cor=20.5KN,最大安装尺寸 Dmax=69mm，最小安 装尺寸 dmin=51mm 。 八、键连接的选择与校核计算 1.高速级齿轮传动上大齿轮与轴之间的键连接 1）齿轮的精度为 8 级，装齿轮处轴段的直径为，齿轮轮毂宽度为，所需mmd47=mm37 传递的扭矩，载荷有轻微冲击。mNT= 1 . 176 2）选择键的连接的类型和尺寸 一般 8 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选 用普通平键（A 型） 。根据从机械设计课程设计手册表 4-1 查得键的截面尺mmd47= 寸为：。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长（比轮毂mmmmhb914=mmL36

24、= 宽度小些） 。 3）校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 10-17 查得许用挤压应力为，取MPa p 120100= 其平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的MPa p 110=mmmmmmbLl224136= 接触高度。mmhk5 . 45 . 0= 由机械设计基础式（10-39）可得 3 . 46 36947 10 1 . 17644 2 3 pp MPa dhl T ldh T = = 故满足强度要求。键的标记为：。20031096/36914键TGB 2. 低速级齿轮传动上大齿轮与轴之间的键连接 1）齿轮的精度为 8 级，装齿轮处轴段的直径为，齿轮轮毂宽度为，所需mmd

25、60=mm52 传递的扭矩，载荷有轻微冲击。mNT= 7 . 535 2）选择键的连接的类型和尺寸 一般 8 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选 用普通平键（A 型） 。根据从机械设计课程设计手册表 4-1 查得键的截面尺mmd60= 寸为：。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长（比轮毂mmmmhb1118=mmL50= 宽度小些） 。 3）校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 10-17 查得许用挤压应力为，取MPa p 120100= 其平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽MPa p 110=mmmmmmbLl328150= 的接触高度。mmhk5 . 55 . 0= 由机械设计基础式（10-39）可得 9 . 64 501160 10 7 . 53544 2 3 pp MPa dhl T ldh T = = 故满足强度要求。键的标记为：。20031096/501118键TGB 3、输入轴上连接联轴器的键 此处轴的直径为，长度为，所选的键的截面尺寸为：mmd28=mm82 ，键长。键的标记为：。mmmmhb78=mmL80=20031096/8078键TGB 4.输出轴上连接联轴器的键 此处轴的直径为，长度为，所选的键的截面尺寸