带式运输的传动装置设计课程设计说明书

⑶计算齿面接触应力查图4.14，查表4-6，==94mm取m=4则7.4核校齿轮弯曲疲劳强度查表4.18得，查表4.16得，因得大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求7.5确定齿轮主要尺寸7.6计算齿轮传动的其他尺寸齿顶高=m=1×4=4mm齿根高==（1+0.25）4=5mm全齿高h=+=4+5mm=9mm顶隙=m=0.25×4=1mm齿顶圆直径=+2=120+8mm=128mm=+=395+8mm=403mm齿根圆直径=－2=120-10=110mm=－=395－10=385mm7.7齿轮作用力的计算⑴高速级齿轮传动的作用力已知高速轴传递的转矩=126130Nmm转速=343r/min螺旋角=12.84小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮直径=80mm①齿轮1的作用力圆周力==N=3153.25N径向力为=3153.25×轴向力=3153.25×=718.72N②齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用力方向相反。⑵低速级齿轮传动的作用力已知条件低速轴传递的转矩=545180N·mm转速=76.2r/min小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=120mm①齿轮3的作用力圆周力=308.80N径向力②齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用力方向相反。8中间轴的设计计算8.1已知条件中间轴传递的功率=4.35kW，转速，齿轮2分度圆直径=360mm，齿轮宽度=80mm，=125mm8.2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选常用的材料45钢，调质处理8.3初算轴径查表6-3得C=103~126，现取C=110，8.4结构设计轴的结构构想如图⑴轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计⑵轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，选择深沟球轴承。轴段①、⑤上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。暂取轴承为6209，由表11-1得，轴承内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径=52mm，外径定位直径=78mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离=9.5mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则=45mm⑶轴段②和轴段④的设计轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定==50mm齿轮2轮毂宽度范围为（1.2~1.5）=57.6~75mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度=70mm相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度=125mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取=123mm，=68mm⑷轴段③该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07~0.1）=3.5~5mm，取其高度为h=4mm，故=58mm取⑸轴段①及轴段⑤的长度轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm齿轮2与箱体内壁的距离取为齿轮3与箱体的内壁的距离取为中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段①的长度为轴段⑤的长度为⑹轴上力作用点的间距8.5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表得键的型号分别为键14×100GB/T1096—2003和键14×60GB/T1096—20038.6轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图如图所示计算轴承支承反力在水平面上为N式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3）画弯矩图在水平面上，a-a剖面右侧b-b剖面为在垂直平面上为合成弯矩，a-a剖面左侧b-b剖面左侧为b-b剖面右侧为（4）画转矩图，8.7校核轴的强度a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面为危险截面求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由表6-4中查出与其对应的，取=0.6根据a-a剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径，故强度足够。8.8校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为查表6-7得=125~150MPa，，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够8.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力由表11-1查的深沟球轴承6209轴承得=31500N，=20500N，=718.72N，=1177.12N。=3307.14N，=0N因为径向力方向相反，则选最大的径向力计算寿命。利用插值法，计算径向动载荷系数X=1，轴向动载荷系数Y=0.查表7.10查表7-8该轴承的预期寿命故轴承寿命足够9.高速轴的设计与计算9.1已知条件高速轴传递的功率=4.53kw，转速=343.3r/min，小齿轮分度圆直径=80mm,齿轮宽度=86mm9.2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由[3]表8-26选用常用的材料45钢，调制处理9.3初算最小轴径查表6-3得C=103~126，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值C=110，则=C=26mm轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，所以取=38mm9.4结构设计轴的结构构想如图所示（1）轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴段①轴段①上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段①的轴径=30mm,带轮轮毂的宽度为（1.5~2.0）=45~60mm,取带轮轮毂的宽度=60mm,轴段①的长度略小于毂孔宽度，取=58mm（3）密封圈与轴段②在确定轴段②的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07~0.1)=2.45~3.5mm。轴段②的轴径=+2*（2.45~3.5）mm=34.9~37mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周素的小于3m/s,查表7-13用毡圈油封,查表13-5选毡圈35FZ/T92010—1991，则=35mm（4）轴承与轴段③及轴段⑦考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段③上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承7208C，由表11-9得轴承内径d=35mm,外径D=80mm,宽度B=18mm，内圈定位轴肩直径=47mm,外圈定位内径=73mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离=17mm,故取轴段③的直径=40mm。=33mm通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则=40mm,=29mm键选用14×70GB/T1908-2003(5)齿轮的轴段⑤该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定=48mm，=84mm(6)轴段④该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则=48mm,轴段④的长度为=116mm(7)轴段②的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由表4-1可知，下箱座壁厚=(0.025~0.03)+3mm=9.45~10.74>8mm,取=10mm,=478<4600mm,取轴承旁连接螺栓为M16，则=22mm,=20mm，箱体轴承座宽度L=【10+18+16+（5~8）】mm=49~52mm,取L=50；可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为=M20，得轴承端盖凸缘厚度取为=10mm;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm；端盖连接螺钉查[3]表8-29采用螺钉GB/T5781M8*25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm,带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则（8）轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=17mm，则由[3]图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为mm9.5轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图如图所示计算轴承支承反力在水平面上为N=-794.4N式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3）画弯矩图弯矩图如图所示在水平面上，a-a剖面右侧N*mma-a剖面左侧=-66173.52N*mm-258.5*N*mm=-69404.77N*mmb-b剖面为在垂直平面上为合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧为b-b剖面为（4）画转矩图转矩图如图所示，9.7校核轴的强度b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故b-b剖面为危险截面求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由[1]表10-1查出其强度极限，并由[1]表10-3中查出与其对应的，取=0.58根据b-b剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径，故强度足够。9.8校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得=125~150MPa，，强度足够9.9校核轴承寿命（1）计算轴承轴向力由[3]表11-9查7207C轴承得C=3050N，=20000N。由表9-10查得7207C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为=0.4=0.4×1136.8N=454.72N=0.4=0.4×1419.8N=567.92N外部轴向力A=469.2N，各轴向力分别为=+A=826.42N==567.92N(2)计算当量动载荷由/=826.42/20000=0.041,查[3]表11-9得e=0.42，因/=826.42/1316.8=0.73＞e,故X=0.44，Y=1.36，则轴承1的当量动载荷为=X+Y=0.44×1136.8N+1.36×826.472N=1624N由/=567.92/20000=0.028，查[3]表11-9得e=0.40，因/=826.42/1419.8=0.58>e,故X=0.44，Y=1.40，则轴承2的当量动载荷为=X+Y=0.44×1419.8N+1.4×567.92N=1419.8N(3)校核轴承寿命因＞,故只需要校核轴承1的寿命，P=。轴承在100℃以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得载荷系数=1.5轴承1的寿命为=56671.8h＞，故轴承寿命足够10.低速轴的设计与计算10.1已知条件低速轴传递的功率=4.18kW，转速，齿轮4分度元圆直径=396mm，齿轮宽度=120mm10.2选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，选用常用的材料45钢，调质处理。10.3初算轴径查[3]表6-3得C=103~126，考虑轴端只承受转矩，故取小值C=105则=C=59.38mm轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径D=60mm10.4结构设计轴的结构构想如图所示轴承部件的结构设计该减速器发热小，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计联轴器及轴段①轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查[3]表8-37，取=1.5，则计算转距==2992150N·mm由表12-1查得GB/T5014-2003中的LX5型联轴器符合要求：公称转矩为3150000N·mm，许用转速4750r/min，取联轴器毂孔直径为60mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX560×107GB/T5014-2003,相应的轴段①的直径=60mm，其长度略小于毂孔宽度，取=105mm密封圈与轴段②在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承密封圈的尺寸。联轴器用周肩定位，轴肩高度h=（0.07~0.1）=（0.07~0.1）×60mm=4.2~6mm。轴段②的轴径=70mm，最终由密封圈确定。轴承与轴段③及轴段⑥的设计轴段③和⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮无轴向力存在，选用深沟球轴承。现暂取轴承为6215,由[3]表11-9得轴承内径d=75mm，外径D=130mm，宽度B=25mm，内圈定位轴肩直径=75mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离=29.5mm，故=55mm。故=49.5mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故=55mm齿轮与轴段⑤该段上安装齿轮4，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定=78mm，齿轮4轮毂的宽度范围为（1.2～1.5）x=93.6~117mm，小于齿轮宽度=100mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段⑤的长度应比轮毂略短，故取=98mm。轴段④该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=（0.07～0.01）=5.46~7.8mm，取h=6mm，则=90mm，该轴段④的长度=99.5mm轴段②与轴段⑥的长度轴段②的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓GB/T5781M8×25,其安装圆周大于联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=10mm。则有=41mm则轴段⑥的长度=49.5mm(8)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离=27.5mm，则由图11-12可得轴的支点及受力点的距离为=++－=63mm=++—=128mm=++=116.5mm9.5轴的受力分析⑴画轴的受力简图⑵计算支承反力在水平面上为在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为⑶画弯矩图在水平面上，a-a剖面的弯矩为在垂直面上，a-a剖面的弯矩为a-a剖面上的合成弯矩为⑷画转矩图10.7校核轴的强度a-a剖面为危险截面求当量弯矩：一般可认为高速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限，并由表10-3中查出与其对应的，取=0.58根据a-a剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径，故强度足够。10.8校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为齿轮4处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，强度足够10.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力由表11-9查的6211轴承得=43200N=29200N，=2202.26N。因为只有径向力没有轴向力，则当量动载荷P=2202.26N，由[1]公式=1792051h<,故轴承寿命足够结果F=7000Nv=0.55m/s=3.85KW=0.816=4.72KW=5.5KW=23.3=960=41.2=3i=14.71=4.5=3.3=4.53kw=4.35kw=4.18kw=46.76=126.13=545.18=1728.1=1695.02选择A型普通V带表2-10机械设计=6.05kw=140mm=390mm带速符合要求=450mm=1800mma=466.39mm=>合格z=4根=163.22N=1460.47N小齿轮40调质硬度260HBW大齿轮45钢调质硬度=230HBW[]=658.5MPa[]=561.5MPa[]=473.76MPa[]=327.2MPaT=126130Nmm b=80mm44.66mmh=6.75c=0.75小齿轮40调质硬度260HBW大齿轮45钢调质硬度=230HBW[]=687.4MPa[]=1031.87MPa[]=436.32MPa[]=327.96MPab=100mmm=4=4mm=5mmh=9mm=1mm=128mm=403mm=110mm=385mm由表11-1（课程设计）d=45mm宽度B=19=125mm=123mm=68mm45钢，调质处理11.箱体结构设计名称符号齿轮减速器箱体荐用尺寸箱座壁厚(0.025~0.03)a+3≥8=10箱盖壁厚(0.8~0.85)≥8=8箱盖凸缘厚度1.5=12箱座凸缘厚度1.5=15箱底座凸缘厚度2.5=25地脚螺钉直径=24，取=M24地脚螺钉数目na≤600时，n=6n=6轴承旁联接螺栓直径0.75=M16盖与座联接螺栓直径（0.5~0.6）=M12轴承端盖螺钉直径（0.4~0.5）=M12视孔盖螺钉直径（0.3~0.4）=M12、至凸缘边缘距离C凸台高度=++（5~10）50mm大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.2=12齿轮端面与内箱壁距离>=1012、设计小结两级展开式圆柱齿轮减速器的结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应设计得具有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形，将能减弱轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合。考虑到以上因素我们的设计想法为：输入端，应用所学知识，采用带轮传动，使电动机的位置调节方便，减少了轴向尺寸，提供易于调节的传动比，使设计的减速器内传动的传动比选用更灵活，有更加紧凑的结构，由于高速级转速较高，采用斜齿轮传动，其传动平稳，冲击和噪声小，而且通过调节螺旋角的大小可以得到精确的整数中心距。为了应对斜齿轮带来的轴向力，高速级采用角接触球轴承，使其可以承受较大的轴向力。中速轴和低速轴轴向力较小，因此采用常用的深沟球轴承。对于齿根圆较小的一号齿轮，设计成齿轮轴以提高其强度。优先确定与外界没有联系，构造简单的中间轴，并以此为轴向基准，展开高速轴和低速轴的设计。在设计轴过程中，先选择轴的材料并确定最小轴径，再根据轴上零件的定位和装拆要求，设计轴的结构，选择零件型号，最后校正轴的强度刚度。心得体会：通过本次课程设计，我们深刻的了解到了实际设计中所遇到的各种问题，分析问题解决问题的过程中，不仅是对以往所学知识的检验和补充，更是对能力的考验及提高。也深刻认识到了学知识的目的，学以致用，原来总以为在课本上学到了很多知识，可是当用在实际场合的时候却总会不知所措。同时也使我们深刻意识到严谨认真这个词的含义，只有做好每一件小事才能成就大事。成就一件大事不是靠哪一个队员的能力，而是需要一个团队的默契配合。最后我们想用一句话总结我们这三周的成果：我们做的不仅仅是课设，学的不仅仅是知识，懂得不仅仅是道理，我们是在认识生活，体会人生啊！参考文献[1]王慧吕宏《机械设计课程设计》北京大学出版社[2]王慧吕宏《机械设计》北京大学出版社基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现变频调速液压电梯单片机控制器的研究基于单片机γ-免疫计数器自动换样功能的研究与实现基于单片机的倒立摆控制系统设计与实现单片机嵌入式以太网防盗报警系统基于51单片机的嵌入式Internet系统的设计与实现单片机监测系统在挤压机上的应用MSP430单片机在智能水表系统上的研究与应用基于单片机的嵌入式系统中TCP/IP协议栈的实现与应用单片机在高楼恒压供水系统中的应用基于ATmega16单片机的流量控制器的开发基于MSP430单片机的远程抄表系统及智能网络水表的设计