机械设计课程设计带式运输机的传动设计.doc

机械设计课程设计设计说明书设计题目 带式运输机的传动设计设计者 张良校 班级 机设1401 学号 1412110131 指导老师 邱显焱 时间 2016.11目录一、设计任务书 3二、 传动方案拟定 4三、 电动机的选择 4四、 传动装置的运动和动力参数计算 6五、 高速级齿轮传动计算 7六、 低速级齿轮传动计算 12七、 齿轮传动参数表 18八、 轴的结构设计 18九、 轴的校核计算 19十、 滚动轴承的选择与计算 23十一、 键联接选择及校核 24十二、 联轴器的选择与校核 25十三、 减速器附件的选择 26十四、 润滑与密封 28十五、 设计小结 29十六、 参考资料 29一.设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1 电动机2联轴器3二级圆柱齿轮减速器4联轴器5卷筒6运输带 原始数据：数据编号机设1401班31号运送带工作拉力F/N750 N运输带工作速度v/(m/s)2.5 m/s卷筒直径D/mm300 mm1. 工作条件：1,两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；2.使用期：使用期10年；3.检修期：5年大修；4.动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;5.运输带速度允许误差：5%；6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。2设计要求1.完成减速器装配图一张（A0或A1）。2.绘制轴、齿轮零件图各一张。3.编写设计计算说明书一份。二. 电动机设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第四组数据：运送带工作拉力F/N 750N 。运输带工作速度v/(m/s) 2.5 , 卷筒直径D/mm 300 。1.外传动机构为联轴器传动。2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.确定电动机效率Pw 按下试计算 试中Fw=750N V=2.5m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 代入上试得 电动机的输出功率功率 按下式 式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试 由表2-4齿轮传动效率 V带的传动效率滚动轴承效率：联轴器传动效率 卷筒的传动效率（8级精度一般齿轮传动）所以电动机所需工作功率为 因载荷平稳，电动机核定功率只需要稍大于Pd即可。按表8-169中Y系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw为2.2kw。3.确定电动机转速按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有1500和3000两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500的Y系列电动机Y100L1-4型,其满载转速为1420r/min,四.计算传动装置的总传动比并分配传动比1.总传动比为 2.分配传动比 考虑润滑条件等因素，取3. 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 4.各轴的输入功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 5.各轴的输入转矩 电动机轴； I轴； II轴； III轴； 卷筒轴； 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目电动机轴轴轴工作轴转速（r/min）14201420401.9159.29159.29功率P（kw）2.1802.1582.0932.0311.931转矩T（Nmm）146601451049750121000115000传动比i13.5322.5231五. 高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为260HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为230HBS，二者材料硬度差为30HBS。4.选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 取1). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。5.由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6.计算应力循环次数7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数；。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=12.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2.计算圆周速度。 计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=d1tcosZ1=31.84cos2024=1.24齿高 h=2.25mnt=2.251.24mm=2.79mmbh=31.842.79=11.413.计算载荷系数查表得使用系数=1.0;根据、由图10-8得动载系数 直齿轮kHa=1.2；由表10-2查的使用系数查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置KH=1.45由b/h=11.35 KH=1.45故载荷系数 K=KAKVHHKH=2.1402 4.校正分度圆直径由机械设计5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数 2.按齿根弯曲强度设计，公式为1.确定公式内的各参数值1.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得4.计算载荷系数KK=KAKVHHKH=2.1402 5.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得；6.计算大、小齿轮的并加以比较； 取大齿轮为0.01657.设计计算mt32KtT1YdZ12YFaYsam=321.301.4511040.68812420.0164=0.904mm 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.20并就进圆整为标准值=1.5mm 接触强度算得的分度圆直径=31.84mm，小齿轮齿数；Z1=d1m=31.841.5=21.22 Z1=21 大齿轮 取这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径、 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取，。六. 低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为270HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为230HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 取2). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。5.由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6.计算应力循环次数7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数；。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1 2.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2.计算圆周速度。 计算齿宽b 3.计算载荷系数 查表10-2得使用系数=1.0;根据、由图10-8得动载系数 直齿轮；由表10-2查的使用系数查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置KH=1.463由图10-13得KH=1.2故载荷系数 K=KAKVHHKH=1.6897 4.校正分度圆直径 由机械设计，5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 mt=32kFtTIIYdZ32YFaYsaF1.确定公式内的各参数值1.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，3.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 4.计算载荷系数KK=KAKVKFKF=2.13735.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得；6.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮大7.设计计算mt=32kFtTIIYdZ32YFaYsaF=321.34.9751040.7072420.0166=1.3812m=mt3KFKFt=1.381232.13731.3=1.6301对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.6301并就进圆整为标准值m=1.5 接触强度算得的分度圆直径=50.5712mm，算出小齿轮齿数Z3=d3m=55.18971.5=36.79大齿轮 取这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径、 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取，。七.齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm71.2596.75传动比i3.5522.523模数mmm1.51.5压力角2020齿数Z21743693分度圆直径dmm31.511154139.5齿顶圆直径damm34.511457142.齿根圆直径dfmm27.75107.2550.25135.75齿宽bmm36316054旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS260230270230 八.轴的结构设计1.初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。 1轴d1=C3PInI=12.646，考虑到联轴器、键槽的影响，取d1=162轴 d1=C3PIInII=19.066，取d2=203轴d1=C3PIIInIII=25.69 ,取d3=40高速轴的计算；1轴d1=C3PInI=12.646，考虑到联轴器、键槽的影响，取d1=16安装滚动轴承需要考虑轴向力和径向力，所以取6204型轴承其;dDB=204714cm联轴器的转矩；Tca=kaT1=1.31.45104=1.885104Nmm联轴器的转矩应该小于公称转矩所以查表可得；选用TL3的联轴器轴的机构设计；为保证轴端挡圈压在半联轴器上，而不俗压在端面上，故与第一段比较短取36mm第一段的右面需要一个轴肩，所以第二段的直径为19mm。左端用轴肩挡圈定位按轴端直径取挡圈直径D=22mm。初步选轴承，安装滚动轴承需要考虑轴向力和径向力，所以取6204型轴承其;dDB=204714cm取安装轴承段的直径为19mm，6204型的轴承的轴肩高度h=2mm.所以第三段取22mm取齿轮的安装直径为31.5齿轮的宽度为36，为使套筒能紧压齿轮，取第三段为58，如图所示圆角R=1.5mm，键；b，h，l=5，5，32mm荷载水平面垂直面支反力FHN1=3342NFHN2=3342NFHV1=1232NFHV2=426N 弯矩MH=109720NmmMHV1=55260NmmMHV2=21620Nmm总弯矩M1=122859NmmM2=113246Nmm扭矩T=87200NmmSca=m1+aTW=208MPa材料为45号钢，调制处理，查得S-1=180MPa 因此此轴安全中间轴的计算；2轴 d1=C3PIInII=19.066，取d2=20安装滚动轴承时，需要考虑轴向力和径向力，初步选轴承，安装滚动轴承需要考虑轴向力和径向力，所以取6204型轴承其;dDB=204714cm两个轴承之间的间距取20，轴承距箱体内壁s=8mm1处；荷载水平面垂直面支反力FHN1=3525NFHN2=640NFHV1=1246NFHV2=356N 弯矩MH=125090NmmMHV1=52156NmmMHV2=34526Nmm总弯矩M1=172174NmmM2=185347Nmm扭矩T=87200N.mm2处；荷载水平面垂直面支反力FHN1=2624NFHN2=5864NFHV1=1256NFHV2=3214N 弯矩MH=534264NmmMHV1=108393NmmMHV2=174112Nmm总弯矩M1=643325NmmM2=564286Nmm扭矩T=455656N.mmSca=m1+aTW=220MPa 材料为45号钢，调制处理，查得S-1=180MPa 因此此轴安全低速轴的设计；轴d3=C3PIIInIII=25.69 ,Tca=kaT3=1.31.21105=1.573105Nmm联轴器的转矩应该小于公称转矩所以查表可得；选用TL6的联轴器联轴器的孔径取32mm，与轴配合的孔L=82mm。选用6208型滚动轴承dDT=408018mm荷载水平面垂直面支反力FHN1=5677NFHN2=5120NFHV1=2320NFHV2=5122N 弯矩MH=324423NmmMHV1=46475NmmMHV2=232682Nmm总弯矩M1=381900mmM2=496818Nmm扭矩T=160930N.mmSca=m1+aTW=189MPa 材料为45号钢，调制处理，查得S-1=180MPa 因此此轴安全十.滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴6204两个，轴62047两个，轴选用6208两个 (GB/T297-1994) 寿命计算：轴 1.查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30207 Cr=9.88KN Cor=6.18KN2.查机械设计得 X=1, Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 在水平面内轴承所受得载荷 所以轴承所受得总载荷由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：4.已知预期得寿命 10年，两班制基本额定动载荷Cr=P60nLh106=8.149.88KN所以轴承6204安全，合格轴 1.查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30208 Cr=22.8 Cor=15.8KN2.查机械设计得 X=1, Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 在水平面内轴承所受得载荷 所以轴承所受得总载荷由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：4.已知预期得寿命 10年，两班制基本额定动载荷Cr=P60nLh106=19.0722.8KN所以轴承6208安全，合格。中间轴上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承30207安全，合格。十一.键联接选择及校核1.键类型的选择选择45号钢，其许用挤压应力=1501轴左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为36mm，轴段长56mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=5mm,h=5mm,L=32mm2轴轴段长为73mm，轴径为43mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=7mm,h=8mm,L=20mm轴段长为43mm，轴径为43mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=7mm,h=8mm,L=25mm3轴轴段长为68mm，轴径为48mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=14mm,h=9mm,L=58mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm，轴段长78mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=10mm,h=8mm,L=69mm2.键类型的校核1轴T1=1.451104 p=2Tdlk=21.4511045332=60.45p 则强度足够， 合格2轴T2=4.975104 p=2Tdlk=24.97510410825=49.75p 则强度足够， 合格3轴T3=1.21105 p=2Tdlk=21.2110514950=38.41=8箱盖壁厚180.02a+3 =8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1121.51底座b2252.5箱座肋厚m80.85地脚螺钉型号dfM160.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M120.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M12（0.5-0.6）df连接螺栓的间距l160150200轴承盖螺钉直径d38（0.4-0.5）df观察孔盖螺钉d46（0.3-0.4）df定位销直径d9.6（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距离C122C1=C1mind2至凸缘边缘距离C216C2=C2mindf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距离l153C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2101 101 106轴承旁连接螺栓距离S115 1 40 139注释：a取低速级中心距，a160mm2.附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称规格或参数作用窥视孔视孔盖10090为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M51减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M8）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M938为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺M16检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型 油塞M201.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M1242为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径18。十四.减速器润滑方式、密封形式1.润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1）.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为3050。取为60。2）.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3）.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。2.密封形式用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。十五.设计小结此次减速器，经过大半学期的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解. 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。十六.参考文献机械设计手册、机械设计、机械设计课程设计、工程材料及其成形基础、理论力学。目 录第一章 总论1一、项目概况1二、项目提出的理由与过程6三、项目建设的必要性8四、项目的可行性12第二章 市场预测15一、市场分析15二、市场预测16三、产品市场竞争力分析19第三章 建设规模与产品方案22一、建设规模22二、产品方案22三、质量标准22第四章 项目建设地点25一、项目建设地点选择25二、项目建设地条件25第五章 技术方案、设备方案和工程方案28一、技术方案28二、产品特点30三、主要设备方案32四、工程方案32第六章 原材料与原料供应35一、原料来源及运输方式35二、燃料供应与运输方式35第七章 总图布置、运输、总体布局与公用辅助工程37一、总图布置37二、 运输38三、总体布局38四、公用辅助工程39第八章 节能、节水与安全措施44一、主要依据及标准44二、节能44三、节水45四、消防与安全45第九章 环境影响与评价47一、法规依据47二、项目建设对环境影响48三、环境保护措施48四、环境影响评价49第十章 项目组织管理与运行50一、项目建设期管理50二、项目运行期组织管理52第十一章 项目实施进度55第十二章 投资估算和资金筹措56一、投资估算56二、资金筹措58第十三章 财务评价与效益分析61一、项目财务评价61二、财务评价结论65三、社会效益68四、生态效益68第十四章 风险分析70一、主要风险分析识别70二、风险程度分析及防范风险的措施70第十五章 招标方案72一、招标范围72二、招标组织形式72三、招标方式72第十六章 结论与建议74一、可行性研究结论74二、建议75附 件77一、附表77二、附件77三、附图77