传动装置轴系零件装配设计有

课程设计课程名称______________________题目名称______________________学生学院______________________专业班级______________________学号______________________学生姓名______________________指导教师______________________200年月日

题目名称传动装置轴系零件装配设计学生学院材料与能源学院专业班级金属材料工程（1）班姓名陈诗唐学号3107007129设计任务一．设计题目1．设计题目名称自动送料带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器。2．工作条件输送机连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用期限8年，小批量生产，输送带速度容许误差±5%。3.原始数据1．输送带拉力F=3600N2．输送带速度V=2.0m3．滚筒直径D=300mm二．设计方案分析本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。再说明直齿轮传动的优缺点。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。三．教学目的1、综合运用机械设计基础课程及其它先修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练，使理论和产生实际知识密切地结合起来，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展。2、学习和掌握通用零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法，培养学生工程设计能力和分析问题、解决问题的能力。3、训练学生进行工厂设计的思维方法，对学生在计算、制图、运用设计资料（包括手册、标准和规范等）以及经验估计、考虑机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定…………….………4二、电动机的选择……4三、计算总传动比及分配各级的传动比……………5四、运动参数及动力参数计算………6五、传动零件的设计计算……………6六、轴的设计计算……11七、键联接的选择及计算……………16八、设计结果……………16设计计算一、传动方案拟定1、工作条件：使用年限8年，，两班工作制，连续单向运转，轻度冲击，环境温度20摄氏度。2、原始数据：输送带拉力F=3600N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=300mm3、设计方案:单级圆柱齿轮减速器和一级带传动3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×300=127.32r/min按课本推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×127.32=763.92~30556.68r/min符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/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：因此有三种传支比方案：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方案比较适合，则选n=1500r/min。二.电动机选择1、电动机类型的选择：卧式封闭型Y系列（ZP44）三相异步电动机2、电动机功率选择：①传动装置的总功率：查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为ηη带=090η轴承=098η齿轮=098η联轴器=0.99η总=η带×η轴承×η齿轮×η联轴器×η联轴器=0.90×0.98×0.98×0.99×0.99=0.84②电机所需的工作功率：Pd=FV/η滚筒.η传总=3600×2.0/1000×0.90×0.84=9.52kW按手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比I1=3～6。取V带传动比I2=2～4，则总传动比范围为I总=6～24。故电动机转速范围为n筒=（6~24）×127.32=763.92~30556.68r/min3、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Y160M-4。其主要性能：额定功率：11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.3。质量79kg三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1460/127.32=11.462、分配各级伟动比（1）据指导书，取齿轮i带=2.8（单级减速器i=2~4合理）（2）∵i总=i齿轮×i带∴i带=i总/i齿轮=11.46/2.8=4.1四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n1=n电机=1460r/minnII=nI/i带=1460/2.8=521.42(r/min)nIII=nII/i齿轮=521.42/4.1=127.17(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η联轴器=9.52×0.99=9.42KWPII=PI×η带=9.42×0.9=8.48KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=8.48×0.98×0.98=8.14KW3、计算各轴扭矩（N·m）TI=9550PI/nI=9550×9.42/1460=61.16N·mTII=9550PII/nII=9550×8.48/521.42=173.62N·mTIII=9550PIII/nIII=9550×8.14/127.17=611.28N·m五、传动零件的设计计算㈠.皮带轮传动的设计计算1).确定计算功率Pca由于每天工作时间T=12h，运输装置工作时有轻度冲击，由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA×P1=1.2×9.42kW=11.304kW2).选择V带的带型根据Pca,n1由图8-10选择B型V带。3).确定带轮的基准直径dd1并验算带速υ①由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm。②按式（8-13）验算带速:υ=πdd1nI/(60×1000)=π×125×1460/60000=9.55m因为5m/s<υ<30m/s,故带速合适。4).计算大带轮的基准直径dd2根据式(8-15a)则dd2=i带×dd1=2.8×125=3505).确定V带的中心距a和基准长度Lo①根据式0.7(dd1+dd2)<a<2(dd1+dd2)算得332.5<a<950mm则取ao=500mm②由式（8-22）计算基准长度Lo≈2a+0.5π(dd1+dd2)+0.25(dd2-dd1)2/a=2×500+0.5π×(125+350)+0.25×(350-125)2/500=1771mm≈6).验算小带轮的包角α由包角公式α≈1800-(dd2-dd1)57.50/a=1800-(350-125)×57.50/500=1540>9007).计算带的根数z①由dd1=125mm和nI=1460r/min，查表8-4a得Po=2.21kW.根据nI=960r/min，i=2.7和A型V带，查表8-4b得ΔPo=0.46kW查表8-5得Kα=0.928，查表8-2得K=0.95则Pr=(Po+ΔPo)Kα×KL=(2.21+0.46)×0.928×0.95kW=2.35kW②V带根数z=Pca/Pr=11.304/2.35=4.8（根），取整z=5根8).计算实际中心距a=ao+0.5(L-Lo)=500+0.5×(1800-1771)=51amin=a-0.015d=514.5-1800×0.015=487.5amax=a+0.03d=514.5-1800×0.03=569.59)计算轴上压力由课本查得q=0.17kg/m，由式（5-18）单根F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2=[500×11.304/5×5.03×(2.5/0.928-1)+0.1×9.55×9.55N=216N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×2161sin154/2=2104.610).大带轮结构设计可知dd2>300mm,则选择轮辐式V带轮。与大带轮相配的轴直径大带轮可以采用轮辐式结构，带速>30m/s用铸铁HT150轮槽宽度14×5=70（㈡.齿轮设计计算1).选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。①由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。②输送机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）。③材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为270HBS大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS确定有关参数如下：传动比i齿=4.1取小齿轮齿数Z1=26。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.1×26=106.6取整为107实际传动比I0=107/26=4.115传动比误差：i-i0/I=4.115-4.1/4.1=0.375%<2.5%可用2).按齿面接触强度设计①试选载荷系数Kt=1.3②计算小齿轮传递的转矩。由公式T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×8.48/521.42=155.314N·m③由表10-7选取齿宽系数φd=0.8(5)许用接触应力[σH][σH小]=380+270=650[σH大]=380+0.7×240=548[σF小]=150+0.3×270=236[σF大]=140+0.2×240=188故得：d1≥{670×670/[σH]2}(kT1(i+1)/φdi)1/3=77.71mm模数：m=d1/Z1=77.71/26=2.98根据课本表9-1取标准模数：m=3确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=3×26mm=d2=mZ2=3×107mm=齿宽：b=φdd1=0.8×78mm=62.4mm去整取b=35mmb1=40mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本式查表得Yf1=2.60Yf2=2.22F1=(2kT1/bm2Z1)bd1m=2σF1×1.3×155314×2.6/63×78×3=71.22≤σF小]σF2=71.22×2.22/2.60=60.81≤σF大]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=3(26+107)/2=199.5(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×78×1460/60×1000=5.96m4).几何尺寸计算①计算分度圆直径。d1=z1m=26×3mm=78mm；d2=z2m=1②计算中心距a=0.5(d1+d2)=0.5×(78+321)mm=199.5mm齿顶圆直径da1=m(z1+2)=3×(26+2)=84mm齿顶圆直径da2=m(z2+2）=3×(107+2)=327mm③计算齿轮宽度b=φdd1=0.8×78mm=62.4mm取整63b2=b1+5=68mm④齿根圆直径df1=d1-2.5m=78-7.5=70.5mmdf2=d2-2.5m=321+6=327mm5).小齿轮结构设计①轴的直径dmin≥Ao(P/n)1/3,查表15-3选择45号钢（调质）,则取Ao=112，dmin=24.7mm，由于轴截面开有键槽，轴径增加5%～7%，则取d=35mm。②确定齿轮类型则采用实心结构齿轮③参照图10-38设计齿轮结构D3=1.6d=1.6×35mm=56mm；L=(1.2～1.5)d=42～52.5mm取L=50mm由于L≥B，则取B=40mm6).大齿轮结构设计①连接大齿轮的轴直径dmin≥Ao(P/n)1/3,查表15-3选择45号钢（调质）,则取Ao=112，dmin=35.4mm，由于开有键槽，轴径应增加5%～7%取d=40mm。②确定齿轮类型。，则采用腹板式结构的齿轮。③设计腹板式齿轮结构。六、轴的设计计算Ⅰ、输入轴的设计计算1、轴的结构设计①轴上零件的定位，固定和装配选用45#调质钢，硬度（217～255HBS）单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒或者弹性挡圈轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定。②确定轴各段直径和长度2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度d1≥Ao(P1/n1)1/3=（103~126）(9.42/1460)1/3=（19.1~23.4）mmd2≥Ao(P2/n2)1/3=（103~126）(8.48/521.42)1/3=（26.1~31.9mmd3≥Ao(P3/n3)1/3=（103~126）(8.14/127.14)1/3=（41.2~50.4）mm选取联轴器类型联轴器的孔径,由表14-1查得Ka=1.3,则联轴器的计算转矩Tca=KaTIII=1.3×611.28=794.6N·mm.按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查GB/T5014-2003选用TL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1000N·mm,半联轴器孔径d=50mm,故取dⅠ-Ⅱ=50mm,半联轴器长度L=112mm,由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L1应该小于L,所以取LⅠ-Ⅱ=110mm.右段需要制一个轴肩,高约未4故取dⅡ-Ⅲ=50+4×2mm=58mm 根据《课程设计》，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。考虑滚动轴承的装拆，选用深沟球滚动轴承型号为“6212”，由标准查得装滚动轴承D直径为110mm，宽为22mm，取齿轮距箱体内壁距离a=15mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm.则因此输入轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为15mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，所以输出轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径分别为：50mm，58mm，62mm，66mm，76mm根据《课程设计》表3-1，表4-1以及图4-1，得δ取10mm,δ1取8mm,齿轮顶圆至箱体内壁的距离：△1=1齿轮端面至箱体内壁的距离：△2=10mm因为齿轮的圆周速度V=5.96m/s>1.5~2.0m/s故轴采用油滴润滑△3=3mm轴承宽：33mm选用弹性套柱联轴器查表得可算得m=22mme=12mm所以可以设计出各段轴的长度，分别为110mm46mm41mm59mm8mm32mm⑦轴上零件的周向固定齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键连接.齿轮处轴由表6-1查得平键b×h=18×11mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择配合为H7/n6,同样,大带轮与轴的连接选用平键b×h=14×9mm,长32mm,配合为过渡配合H7/k6⑧确定轴上圆角与倒角尺寸查表15-2,轴左端倒角为2×45o,右端倒角为2×45o.轴肩处圆角半径见图纸标注.轴的校核计算对于输入轴校核：TIII=9550PIII/nIII=9550×8.14/127.17=611.28N·mFt=2TIII/d1=611.28/321=3080.8NFr=Fttanα=1386N·绘制轴受力简图（a）绘制垂直面弯矩图（b）FAY=FBY=Fr/2=0.693NMC1=FAYL/2=40.194Nm绘制水平面弯矩图（c）FAZ=FBZ=Ft/2=1504.4NMC2=FAZL/2=87.232Nm绘制合弯矩图（d）MC=(MC12+MC22)1/2=96.046Nm绘制扭矩图（e）T=9.55（P1/n1）=61.16Nm绘制当量弯矩图（f）Mec=[Mc2+（αT）2]1/2=102.362Nm校核危险截面C的强度σe=Mec/0.1d3=49.8MPa<[σ-1]b∴该轴强度足够。六、滚动轴承的选择及校核计算根据任务书上表明的条件：载荷平稳，以及轴承主要受到轴向力，所以选择深沟球轴承。由轴径的相应段根据《课程设计》表15-3选择轻窄（2）系列6212，滚动轴承的当量载荷为：∵＝0，∴∴X=1；则P=fp=（1.0~1.2）1386=（1386~1663.2）N查表知C=47.8，根据公式：L=