铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计-课程设计说明书.doc

机 械 设 计 基 础课 程 设 计学生姓名：陈翔学 号：05873738年 级：大三院 （系）：材料工程学院指导教师： 时 间：2016.01.22 上海大学 设计计算及说明结果一.机械设计课程设计任务书l.题目：铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计2.任务： (1).减速器装配图(1号)1张 (2).低速轴工作图(3号)1张 (3).大齿轮工作图(3号)l张 (4).设计计算说明书 1份3.时间：2016年1月11日至1月22日4.设计参数： (1).传动带鼓轮转速n=150r/min (2).鼓轮轴输入功率P=3.3kW (3).使用年限：6年5.其它条件：两班制16小时工作、连续单向运转、载荷平稳，有轻微振动、设计计算及说明结果二、传动方案2.1 传动方案说明一、选择传动机构类型的基本原则为：1.传递大功率时，应充分考虑提高传动装置的效率，以减少能耗、降低运行费用。2.载荷多变和可能发生过载时，应考虑缓冲吸振及过载保护问题。3.传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合，可选用齿轮传动或蜗杆传动。4.在多粉尘、潮湿、易燃易爆场合，宜选用链传动、闭式齿轮传动或蜗杆传动。根据本次课程设计的要求，此设计采用的传动方案为单级圆柱齿轮传动。二、传动装置的合理布置传动装置布置的原则：1.传动能力小的带传动应布置在高速轴。 2.开式齿轮传动应布置在低速轴。这样具有以下优点：1.适用于中心距较大的传动。2.具有良好的挠性，可缓冲吸收振动。3.过载时出现打滑现象，使传动失效，但可防止其他零件损坏。4.结构简单成本低。缺点：外廓尺寸大、无固定传动比、寿命短、传动效率低。结论：对于此传动装置的要求，低速轴由于其要求以固定的传动比传动，且所需传动效率很高，所以齿轮传动适用。设计计算及说明结果2.2 电动机的选择2.2.1 电动机的类型和结构型式类型：根据电源及工作机条件，由教材P196表20-1选用卧式封闭型Y（IP44）系列的三相交流异步电动机ZBK22007-88 2.2.2选择电动机容量： （1）工作机所需功率PW=3.3kW（2）电动机的输出功率Pd Pd=PW/电动机至工作机主动轴之间的总效率：0.960.990.960.86；式中，为V带的效率, 为滚动轴承的效率，为圆柱齿轮的效率，为联轴器的效率，为滑动轴承的效率。 所以电动机输出功率：Pd= Pw /=3.3/0.86=3.84kW（3）确定电动机额定功率：PedPd，根据教材P196选择电动机，电动机额定功率为Ped=4.0kW2.2.3选择电动机的转速由教材P4表2-1：得推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i36，则总传动比合理范围为i624，电动机转速的可选范围为r/min。查课程设计指导书P196表20-1，可选择同步转速1000r/min、1500r/min和3000r/min的三种电机。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定功率为4.0kw，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。2.2.4选择电动机的型号：查教材P196表 20-1型号额定功率同步转速满载转速质量额定转矩最大转矩Y112M44.015001440432.22.3总=0.86Pd=3.84kWPed=4.0kW设计计算及说明结果2.2.5 电动机外形简图和主要安装尺寸 （教材P197表20-2） 电动机外形示意图(1).电动机的主要技术数据表：电动机型号额定功率(kW)电动机转速(r/min)质量（kg）同 步满 载Y112M44.015001440432.3 总传动比的确定和各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比i总nmnw14401509.602.3.2各级传动比的分配及其说明取V带传动比：i带2.1电动机型号Y112M4i总9.60i带2.1设计计算及说明结果则单级圆柱齿轮减速器传动比 i齿i总i带9.62.14.50由于i齿轮值一般取36所以i齿轮符合其常规范围。2.4 计算传动装置的运动和动力参数2.4.1 各轴的理论转速电动机轴：n0nm1440 r/min高速轴： nn0/i带 1440/2.1685.71r/min低速轴： nn/i齿轮685.71/4.5152.38 r/min2.4.2 各轴的输入功率电动机轴：P0Ped4.0 kW高速轴： PP0带4.00.963.84kW低速轴： PP齿轮滚动轴承3.840.973.65 kW2.4.3 各轴的理论转矩电动机轴：T0 9550P0 /n0 95504.0/144026.53 Nm高速轴： T9550P/n95503.8/685.7152.92 Nmm低速轴： T9550P/n95503.65/152.38228.75 Nm2.4.4 各轴的运动和动力参数汇总表轴P（kW）n(r/min)T（Nm）电动轴O4.0144026.53高速轴I3.84685.7152.92低速轴II3.65152.38228.75i齿4.50n01440 r/min=685.71 r/minn152.38 r/minP0Ped4.0 kWP3.84 kWP3.65 kWT026.53 NmT52.92 NmT228.75 Nm设计计算及说明结果三. 传动设计3.1 V带传动3.1.1 V带传动的设计计算1、确定计算功率Pc由课本表8-8“工作情况系数KA”查得KA=1.1故Pc=KAP=1.1 4.0=4.4kW (2)选取普通V带型号 根据Pc=4.4kW，n1=1440 r/min,由教材P157图8-11，确定选用A型。d1=75100mm (3)小带轮基准直径d1及大带轮基准直径d2由教材P155表8-7“V带轮最小基准直径”及其注，取d1=90mm,d2= (n1 /n2)*d1=(1440/685.71)*90 =199mm由教材P157表8-9取d2=200mm误差=d/d2=(200-189)/200100%=0.5%5% 故允许。 (4)验算带速VV=(d1n1)/(601000)=(3.14144090 /(601000)=6.78m/s, 在525m/s范围内，带速合适。(5)V带内周长度Ld和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 203mma0120主动轮包角合适。 (7)V带根数z, 由教材式8-19得 z =Pc/P0 = Pc/( P0+P0)* K*KL 由n1=1440r/min,d1=90mm, i带=2.1查教材P151页表8-4用插入法得：P0=1.064kW 由教材P153表8-5得： P0=0.17kW查教材P155表8-6得 K=0.97 查教材P145表8-2得 KL=0.98则Z=Pc/(P0+P0) KKL=4.4/(1.064+0.17)*0.97*0.98=3.76 取Z=4根式中： P0 单根V带的基本额定功率； P0单根V带额定功率增量； K 包角系数； KL 长度系数。(8)作用在带轮轴上的压力FQ 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m 所以：F0=(500*Pc)/zv*(2.5/K)-1 +qv F0=(500*4.4)/(4*6.78)*(2.5/0.97)-1 +0.1*6.78=133N计算轴压力FQ=2Z*F0*sin(1/2)=2*4*133*sin(168/2)=1058NV带传动主要传动参数见下表：带型Ld(mm)D1(mm)D2(mm)a(mm)Z(根)F0（N）Fp（N）V(m/s)KAA155090200544413310586.781.13.1.2带轮结构设计：由于带轮低速运转（V30m/s），所以采用铸铁材料，常用材料的牌号为HT150或HT200。1、小带轮：D=dd=125mm; d=38; 2.5d 3d=95114mm; dd2.5d 3d故小带轮采用实心式。带轮的基本尺寸如下： (mm)槽型febbdhahfA10150.313.2112.758.7634槽型Bdaddd1dlA50104.510072.238502、大带轮：D=355mm300mm d=38; d1=1.9d=72.2; l=1.5d=1.5*38=57mmdd-d1=355-72.2=282.8100mm故大带轮采用椭圆轮辐式。带轮的基本尺寸如下： (mm)槽型febbdhahfA10150.313.2112.758.7638槽型BD1D0dd1d0lCA508779,63872.23.760103.2齿轮传动设计计算 3.2.1齿轮的设计计算1、齿轮传动设计计算（1）选择齿轮类型、材料、精度等级及齿数1选用斜齿圆柱齿轮传动。2选用软齿面、闭式传动。由课本表10-1得小齿轮：45钢，调质处理HBS=197286; sHlim1=550620 MPa sFE1=410480 MPa取HBS=230 sHlim1=600MPa sFE1=425 MPa大齿轮：45钢，正火处理HBS=156217; sHlim1=350400 MPa sFE1=280340 MPa取HBS=200 sHlim1=380MPa sFE1=300 MPa查教材P207“最小安全系数SH,SF的参考值”得 SH=1.0 SF=1.25sH1=sHlim1/SH=600/1.0=600 MPasH2=sHlim2/SH=380/1.0=380 MPasF1=sFE1/SF=425 /1.25=340 MPasF2=sFE2/SF=287/1.25=240MPa3初选精度等级8级。4初选小齿轮齿数：Z1=24大齿轮齿数：Z2=i齿轮*Z1=4.5*24=108取Z2=108实际传动比为i=108/24=4.505选取螺旋角=142、 按齿面接触强度设计1）由设计计算公式试算小齿轮分度圆直径公式内的各参数值（1）试选“载荷系数K” （1.21.4）得 K=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩（3） 由表10-7 选取齿宽系数d=1（4） 由表10-5 查得材料的弹性影响系数（5） 由图10-5得区域系数 ZH=2.5（6） 计算接触疲劳强度用重合度系数 Z t=arctan（tann/cos）=arctan（tan20/cos14）=20.562 =d Z1tan/=1.905（7）由式（10-23）可得螺旋角系数（8）小齿轮上的转矩T1：T1=52920N.mm（9）小齿轮分度圆直径d1： D1(2KT1/yd)(u+1/u)(ZEZHZ/sH1)21/3 =(21.352920/1.0)(4.5+1/4.5)(189.82.50.985/380)21/3 =47.281mm7调整分度圆小齿轮直径计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v v=pd1n1/(60*1000)=3.1447.2811440/(601000)=3.56m/s齿宽b b=ydd1=147.281=47.281mm计算实际载荷KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=3.56m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.12齿轮的圆周力=252920/47.28=2.24103N.mm=12.24103/47.28=47.736N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数=1.451由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.4则载荷系数为=11.121.41.145=2.275由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径=及相应的齿轮模数mn=d1cos/z1=56.9750.97/24=2.303mm3按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-20）试算齿轮模数，即：（1）试选KFt=1.3（2）由式（10-18）可计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y弯曲疲劳强度用重合度系数 b=arctan（tancost）=arctan（tan14cos20.562）=13.140v=/(coscos)=1.739ZV1=26.37ZV2=118.68YFa1=2.62YFa2=2.11YSa1 =1.60; YSa1 =1.82d1=48.74 V=3.67m/s b=48.74 mmh =3.105mm齿形系数和齿根修正系数：ZV1 =Z1/cos3=24/cos314=26.37ZV2 =Z2/cos3=108/cos314=118.68查教材图10-17“外齿轮的齿形系数YFa”与图10-18“外齿轮的齿根修正系数YSa”得（3）齿形系数由图10-17查得 YFa1=2.62；YFa2=2.11 （4）应力校正系数由图10-18可查得YSa1 =1.60; YSa1 =1.82 所以取代入公式（8）试算模数（2） 调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 d 1=Z1/cos=1.9724/cos14=48.74 齿宽b b=ydd1=148.74=48.74 mm齿高h及宽高比b/h h =（2ha*+c*）mn =(2.0+0.25) *1.38=3.105mm b /h=15.692） 计算实际载荷系数Kf 根据v=3.76m/s,八级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.11 由Ft1=2T1/d1=252920/48.74= KAFt1/b=1/48.74=43.08100查表10-3得齿间载荷分配系数Kf=1.4 由表10-4用插值法查得KH=1.451 由b /h=15.69 查图10-13得Kf=1.45则载荷系数为 KF=11.111.41.45=2.25 3）由10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 1 mn=Mn=2 Z1=27Z2=121对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中近取mn=2mm。同时为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.281mm来计算小齿轮的数。即Z1=d1cos/mn=56.975cos14/2=27.3 取Z1=27则 Z2=uZ1=4.527=121.5 取Z2=121Z1 ，Z2互为质数4）计算几何中心距d1=56mmd2=249mmb2=58mmb1=62mm=14.761)考虑模数由1.66mm增加到2mm，为此将中心距减小圆整为153mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos(mn(Z1+Z2)/2a)=14.76齿轮分度圆直径 d1= mn*Z1/cos=55.67mm 取d1=56mm d2= mn*Z2/cos=249.48mm 取d2=249mm齿宽b： b=yd*d1=1*56=56mm取b2=58mm,b1=62mm 3、验算齿轮弯曲强度sF1=2KT1*YFa1YSa1/(bdmn)=324MPa【sF1】=340sF2=2KT1*YFa2YSa2/(bdmn)=183MPa【sF2】=230齿轮尺寸合适Ld=1550mma= 544mm= 168P0=1.064kWP0=0.17kWK=0.97,Kl=0.98Z=4F0=133NFQ=1058NZ1=24Z2=108=14K=1.3yd=1.0mn=2.0mma=153mm设计计算及说明结果设计计算及说明结果齿轮设计总表：（I为小齿轮，II为大齿轮）齿轮齿数Z材料热处理传动比中心距(mm)螺旋角I2745钢调质4.5015314.76II121正火齿轮齿宽(mm)I62II583.3 各轴的运动和动力参数汇总表项目电动机轴高速轴低速轴转速（r/min）1440685.71153功率（kW）4.03.843.65转矩（Nmm）26.5352.92228.75传动比2.14.5设计计算及说明结果3.4 联轴器的选择1.选型说明 由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。2.联轴器型号 由教材P164表17-4选择联轴器HL4联轴器3882GB438486型(Y型)联轴器外形示意图设计计算及说明结果四.轴与轮毂的联接4.1 高速轴的结构设计4.1.1轴径设计 利用公式dC* (P/N)1/3初步确定所需直径。 由教材P245表14-2得C=118107d（118107 ）* (3.8/685.71)1/3 =18.9320.886mm考虑到键的影响,轴径放大5%，d1=(1+5%)（18.9320.886） =19.87621.930mm取d1=20mmd2=d1+2h定=25mmd3=d2+2h非定=30mm 根据教材P158表16-9，毛毡圈尺寸查得直径d3=30mmd5=d3+2h非定=40mm根据教材P144表15-3，轴承标准内径查得直径d3=30mm初步选取深沟球轴承的型号为6306轴承外径D=72mm,宽度B=19mm d6=30mm ; d4= 35mm用齿轮轴。4.1.2轴的长度设计：轴段1：L1=60mm （根据教材P65普通V带轮毂长度的设计确定） 轴段2：L2=71mm （涂润滑脂的空隙） 轴段3：L3=m+e+10+结构确定=30mm 轴段4：L4=结构确定(齿轮轴距内壁距离)=7mm 轴段5：L5=轴承宽度B+结构确定+2=62mm 轴段6：L6=结构确定(齿轮轴距内壁距离)=7mm 轴段7：L7=轴承宽度B+结构确定+2=30mm高速轴总长：L=267mmd1=20mmd2=25mmd3= 30mmd4= 35mmd5= 40mmd6= 30mmL1= 60mm L2= 71mmL3= 30mmL4= 7mmL5= 62mmL6= 7mmL7= 30 mmL=267mm设计计算及说明结果4.2 低速轴的结构设计4.2.1轴径设计 利用公式dC* (P/N)1/3初步确定所需直径。 dmin=107 * (3.65/152.38)1/3 =30.84mm由教材P245表14-2得C=118107考虑到键的影响,轴径放大5%，d1=(1+5%)30.84 =32.382mm取d1=35mmd2=d1+2h定=40mmd3=d2+2h非定=45mm 根据教材P158表16-9，毛毡圈尺寸查得直径d3=45mm根据教材P144表15-3，轴承标准内径查得直径d3=45mm初步选取深沟球轴承的型号为6309轴承外径D=100mm,宽度B=25mmd4=d3+2h非定=50mm（5）d5=d4+2h定=55mm （6）d6=由结构决定=45mm4.2.2轴的长度设计：轴段1：L1=80mm （根据教材P117表11-2的数据设计确定） 轴段2：L2=66mm （涂润滑脂的空隙） 轴段3：L3=轴承宽度B+结构确定=46mm 轴段4：L4=齿轮轮毂长度-2 =56mm 轴段5：L5=定位轴肩（结构决定）=12 mm 轴段6：L6=轴承宽度+结构确定=36mm低速轴总长：L=296mmd1=35mmd2=40mmd3= 45mmd4= 50mmd5= 55mmd6= 45mmL1= 80mm L2= 66mmL3= 46mmL4=56mmL5= 12mmL6= 36 mmL=296mm设计计算及说明结果4.3轴的强度校核只需进行高速轴的强度校核,按弯扭强度计算L=267,K=155,压力角=20 齿轮上的圆周力Ft=2T1/d1=5292N轴向力Fa= Ft*tg=1394.25N径向力Fr= Ft*tg/cos=1991.85N带轮的压力FQ=1238.5N1) 求垂直面的支反力F1v=(Fr*L/2-Fa*d4/2)/L=(1991.85*267/2-1394.25*35/2)/267=904.54NF2v=Fr-F1v=1991.85-904.54=1087.31 N2)求水平面的支反力FH =F1H= F2H=Ft/2=5292/2=2646N3)F在支点产生的反力F1f=F*k/L=1238.5*155/267=718.98NF2f=F+F1f=1238.5+718.98=1957.48N4)绘垂直面的弯矩图：Mav=F2v*L/2=145155.88NmmMav=F1v*L/2=120756.09Nmm5)绘水平面的弯矩图：Mah=FH*L/2=353241Nmm设计计算及说明结果6)F力产生的弯矩图：M2f=F*k=1238.5*155=191967.5Nmma-a截面F力产生的弯矩为:Maf=F1f*L/2=718.98*2672=95983.83Nmm7)合成弯矩图考虑到最不利的情况,把Maf与 (Mav2 +Mah2)1/2直接相加Ma=Maf+(Mav2 +Mah2) 1/2 =95983.83+(145155.882+353241N 2) 1/2 =477886 NmmMa=Maf+(Mav 2 +Mah2) 1/2 =95983+(120756.092+3532412) 1/2 = 469294NmmM2=M2f=191967.5Nmm8)轴的传递转矩T=Ft*d/2=5292*40/2=105840Nmm9)最危险截面当量弯矩截面：可见a-a截面最危险Me=(Ma2+T2) 1/2 , 取=1, Me=(4778862+1*(105840)2) 1/2=489466Nmm10)计算危险截面处轴的直径：轴的材料选用45钢,调质处理,查得B=650N/mm2,由此查得许用弯曲应力-1b=60N/mm2,则 d(Me/0.1/-1b)1/3=(326923/0.1/60)1/3=43mm而初步设计此段轴径为4543设计计算及说明结果强度满足要求,合适设计计算及说明结果 4.3轴上键联接强度校核1.高速轴轴端的键(1)类型及尺寸选择 (教材P140页表14-1)选择半圆头普通平键联接（C型） 根据教材2 P140表14-1得轴的直径dmin=20mm时,查得b=6,h=6,取标准值L=45mm2.低速轴一、齿轮与轴联接的键： (1)类型及尺寸选择(教材P140页表14-1)选择圆头普通平键联接 (A型) 根据轴的直径d=50mm,查得b=14,h=9，取L=40 mm 设计计算及说明结果B.低速轴轴端的键：(1)类型及尺寸选择(教材P140页表14-1)选择半圆头普通平键联接(C型) 根据轴的直径d=35mm,查得b=10,h=8 取标准值L=56mm五.轴承选择计算5.1 低速轴轴承寿命验算根据所选单列深沟球轴承6306 Ft=2T2/d2=2*228750200=2287.5 NFr= Ft*tg/cos=860.99NFa=Fa=Ft*tg=2287.5*tg14.67=598.91N C0r=12.8KNP= FaC0r=821.1512800=0.047由教材P317表13-5查得取FaC0r=0.047，则有e=0.25FaFr=598.91860.99=0.6956eX=0.56；Y=1.55 P=X* Fr+Y* Fa=0.56*860.99+1.55*598.91=1358.80N轴承所受载荷大,校核轴承的寿命 Lh=(ftCr/fpP)10/3*1000000/60*n1式中ft为温度系数,Cr为额定动载荷,fp为载荷系数查得ft为1,fp为1 .2 根据初步选的轴承型号查得Cr=16.8*10NLh=(16.8*10*1/1.2/1358.80)3*106/60/152.38=67160h工作情况是双班制,每天工作16个小时。寿命为Lh/16/365=11.5年6年符合要求一般机器的大修期大于2到3年,所以所选轴承型号合适。设计计算及说明结果5.2 减速器各轴所用的轴承型号轴承型号d(mm)D(mm)B(mm)高速轴I深沟球轴承630630219低速轴II深沟球轴承63094510025设计计算及说明结果六.减速器的润滑与密封 6.1 齿轮传动的润滑本减速器齿轮圆周速度为：V=pd1n/(60*1000) =1.31m/s 齿轮的圆周速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。此外，传动件内浸入有油的深度要求适当，油池必须保持在一定的深度。（教材P153P154页表16-1、16-4）机座内装中负荷工业齿轮油N220润滑油（GB5903-86）至规定高度。轴承用ZGN69-2滚动轴承脂；密封（教材P156表16-8，P158表16-9）采用毡圈密封，特点是结构简单、价廉，但磨损较快，寿命短，用于脂润滑。轴径油封毡圈沟槽d0dDbD1d1b1b22524375382645.54039525534145.5 6.2 润滑油牌号的确定及油量计算 润滑油牌号的确定 齿轮节圆的速度为: V=pd1n/(60*1000) =1.31m/s 查教材P153表162，所需润滑有运动粘度220mm2/s 教材P153表161 得所需润滑油牌号为N220. 油面高度的确定以每传递1kw功率所需油量为300700cm，计算所需油量范围。设计计算及说明结果Vmin=3004.8=1440cmVmax=7004.8=3360cm实际储油量：大齿轮浸油深度（浸油最低处）不小于da2-df2=9mm；而且最高浸油深度不超过1/3的大齿轮半径得：R21/3=62mm最低油面深度： 72mm最高油面深度： 126mm箱体内壁总长： L=