带才传动课程设计例子.doc

1、学院名称制造科学与工程学院专业名称机械设计制造及其自动化学生姓名张 健学号20106690指导教师刘传慧学院名称制造科学与工程学院专业名称机械设计制造及其自动化学生姓名张 健学号20106690指导教师刘传慧目录1、材料选择齿轮：122、计算高速级齿轮：123、计算低速级齿轮:144.齿轮的基本参数如下表所示:16七、传动轴的设计181、 选择轴的材料：182、求输出轴（III轴）上的功率P，转速，转矩：183、初步确定轴的最小直径：184、初选轴承185、轴的结构设计（直径，长度来历）196、低速轴的校核20八、键的设计和计算241、选择键联接的类型和尺寸：242、校核键联接的强度：243、

2、其他键的选取与校核：24九、 轴承的校核：251、 计算派生轴向力252、计算轴承所受的轴向负荷：253、 计算当量动负荷254、轴承寿命Lh计算：26十、箱体结构的设计：271. 机体有足够的刚度：272. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：273. 机体结构有良好的工艺性：274. 对附件设计：275.减速器机体结构尺寸如下：28十一、润滑密封设计30十二、联轴器设计311.类型选择：312.载荷计算：313、选取联轴器：31十三、设计小节32十四、参考资料33 一、 课程设计题目1：带式运输机注：第9组原始数据1、运动简图： 2、原始数据：题 号参 数12345678910运输带工作拉力

3、F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56运输带工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滚筒直径D（mm）400450400400400450450450450450每日工作时数T（h）16161616161616161616使用折旧期（y）88888888883、已知条件：1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为5%；2、滚筒效率：j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35C；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年

4、一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。4、设计工作量：1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图13张；3、设计说明书1份。二、 传动装置总体设计方案:1、组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2、特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3、确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：三、 电动机的选择1、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率；其中：为V带的效率,为滚动轴承

5、（滚子轴承）效率，为闭式齿轮传动效率，为联轴器的效率,卷筒效率=0.96(包括其支承轴承效率的损失)。2、电动机的选择负载功率: 折算到电动机的功率为:3、确定电动机转速：卷筒轴工作转速为：经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比，二级圆柱斜齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为n（16160）67.941087.0410870.4r/min。可供选择电机有：型号功率电流 (A)电压(V)转速(r/min)效率(%)功率因数最大转矩/额定转矩HPKWY160M1-2151121.8380293087.20.882.2Y160M2-2201529.438029308

6、8.20.882.2Y160M-4151122.63801460880.842.2Y160L-4201530.3380146088.50.852.2综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为Y160M-4，其主要性能如上表的第3种电动机。外形尺寸如下表所示：外形尺寸(mm)330325255385385645四、 确定传动装置的总传动比和分配传动比1、确定传动装置的总传动比和分配传动比：（1）减速器总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为（2）分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步

7、取2.4，则减速器传动比为21.49/2.48.95按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由展开式曲线查得，则。2、计算传动装置的运动和动力参数：（1）各轴转速轴：1460/2.4608.33r/min轴：608.33/3.46175.81r/min轴：/175.81/2.59=67.88 r/min 卷筒轴：=67.88r/min（2）各轴输入功率轴：10.890.9610.45kW轴：210.450.980.979.93kW轴：29.930.980.979.44kW 卷筒轴：24=9.440.980.999.16kW（3） 各轴输入转矩 = (Nm)电动机轴的输出转矩=95

8、50 =955010.89/1460=71.23Nm所以:轴： =71.232.40.96=164.11 Nm轴：=164.113.460.980.97=539.77 Nm轴：=539.772.590.980.97=1328.94 Nm 卷筒轴：=1328.940.980.99=1289.34 Nm轴名功率 P/KW转距T/N*M转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机轴10.8971.2314602.40.96轴10.459.93164.11539.77608.333.460.95轴9.939.44539.771328.94175.812.40.95轴9.449.161328.941

9、289.3467.8810.97卷筒轴9.168.81289.341251.1167.8810.963、运动和动力参数计算结果整理表：五、 带轮设计1、确定计算功率（kW）,选择V带型号：由机械设计表5.5查得=1.3，故 2、选取V带型号：根据14.3kw，1460r/min，由图5.14得选取B型。3、确定带轮基准直径和：由机械设计表5.6取=125mm， 由表5.6取=300mm。大带轮转速其误差5%，故允许。4、验算带速v：在5-25m/s的范围内，带速合适。5、确定带长和中心距：初步选取中心距a=650mm，由式（5.2）得带长由机械设计表5.2选用基准长度计算实际中心距：6、验算小

10、带轮包角：7、确定V带根数Z： i=2.4，由机械设计表5.3，5.4查得由机械设计表5.7得根数取根数为6根。8、求作用在带轮轴上的压力：由机械设计表5.1查得 q=0.17kg/m单根V带张紧力小带轮轴上压力为9、带轮主要参数：小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z125300660.620006六、 传动零件齿轮的设计计算1、材料选择齿轮： 假设工作寿命为8年，每年工作250天，每天工作16小时，带式输送机工作经常满载，空载启动，工作有轻震，不反转。初选大小齿轮的材料均45钢，小齿轮经调质处理，其硬度在229-286HBS；大齿轮经正火处理，其硬度在1

11、69-217HBS。齿轮等级精度为8级。由于减速器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选。2、计算高速级齿轮：（1）、查取教材P133可得： ， ， ，； 由查图6.12得，查表6.3得。因齿较多，取，取则（2）、确定许用应力查图6.14可知： （强度极限）；查表6.5，得, 则应力循环次数： 又查图6.16可知： 则：查图6.15，可知：；查图6.17，得 (3)、计算小齿轮最小直径，查表6.8取齿宽系数 (4)、确定中心距 就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定。(5)、选定模数、齿数、和螺旋角 一般，。初选，则 由标准模数取 ，则 取 则 取 齿数比：与的要求比较，误差为1.

12、4% ，可用。于是 满足要求。（6）、计算齿轮分度圆直径小齿轮:大齿轮:（7）、齿轮宽度 圆整大齿轮宽度: 取小齿轮宽度: （8）、校核齿轮弯曲疲劳强度当量齿数根据当量齿数查表6.4则有：；取 ，则： 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。3、计算低速级齿轮:（1）、查取教材P133可得： ， ， ，； （2）、确定许用应力查图6.14可知： ；查表6.5，得。 则应力循环次数： 又查图6.16可知： 则：查图6.15，可知：；查表6.5，得 ；查图6.17，得 (3)、计算小齿轮最小直径，查表6.8取齿宽系数 (4)、确定中心距 就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初

13、定。(5)、选定模数、齿数、和螺旋角 一般，。初选，则 由标准模数取 ，则 取 则 取 齿数比：与的要求比较，误差为0.42% ，可用。于是 满足要求。（6）、计算齿轮分度圆直径小齿轮: 大齿轮: （7）、齿轮宽度 圆整大齿轮宽度: 取小齿轮宽度: （8）、校核齿轮弯曲疲劳强度根据、查表6.4则有：；取 则： 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。4.齿轮的基本参数如下表所示:名称符号公式齿1齿2齿3齿4齿数27952970螺旋角8.438.438.118.11分度圆直径81.88288.11117.17282.82齿顶高2233齿根高2.52.53.753.75齿顶圆直径85.1

14、3292.87121.16286.84齿根圆直径76.13283.87112.66277.34中心距185200孔径b70齿宽757010095七、传动轴的设计1、 选择轴的材料：选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由表11.1和表11.4查得=60MPa,。2、求输出轴（III轴）上的功率P，转速，转矩：已知P=9.44KW =67.88r/min于是 =1328.94Nm3、初步确定轴的最小直径：先按课本式（11.2）初步估算轴的最小直径。（根据表11.3选C=112）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计

15、算转矩，查表10.1,考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表8-5，选取LT10型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm，半联轴器的孔径mm，故取mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。表2-6 减速箱机体结构尺寸4、初选轴承I 轴选轴承为：7006AC； 轴选轴承为：7009AC； 轴选轴承为：7014AC。所选轴承的主要参数如表2-8 表2-8 轴承的型号及尺寸轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNammdDBdnDa动载荷Cr静载荷Cor7006AC406815466219.014.520.17007

16、AC457516516925.819.521.97014AC70110207710345.841.530.95、轴的结构设计（直径，长度来历）一 低速轴的结构图 图2-2 低速轴结构简图根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度（1）I段与联轴器配合 取=63,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=105。（2）为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，由表7-123毡圈油封的轴颈取=65mm,由轴从轴承孔端面伸出15-20mm,由结构定取=50mm。（3）轴肩为非定位轴肩初选角接触球轴承，取=70mm考虑轴承定位稳定，略小于轴承宽度，取=19mm。(4)根据轴上零件（轴承

17、）的定位要求及箱体之间关系尺寸，取=76mm, =80mm。(5)轴肩V为定位轴肩，直径应大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,且保证10mm ,取= 88mm，=8mm。（6）VI 段安装齿轮，取=80 mm,考虑齿轮轴向定位，略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取=93mm5(7)VII 齿轮右端用套筒定位，=73mm , =15mm(8)轴肩V间安装角接触球轴承为7012AC 取=70mm，根据箱体结构 取=24（9）轴上齿轮、半联轴器零件的轴向定位均采用平键连接。由表4-13查得平键bh=2214（GB1095-2003）,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm。同样半联轴器与轴的联接，选用平键b

18、h=1811，键长选择90。轴端倒角1.545，各轴肩处圆角半径R=1.6mm。二、中速轴尺寸图2-3 中速轴结构简图三、高速轴尺寸图2-4 高速轴结构简图6、低速轴的校核由于低速轴上所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。（1） 轴强度的校核计算1）轴的计算简图图2-5 低速轴结构简图2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。将轴简化为如下简图 图2-6轴的计算简图（2）弯矩图 根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩图（图2-7）。已知=1328.94 Nm, =1289.34Nm，齿轮分度圆直径d=282.82,对于7014AC型轴承，由

19、手册中查得a=30.9,得到做为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=50+105=155mm9397.78N3455.07N1339.18N载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定 水平面总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C处的弯矩值列下表 表2-9 截面C弯矩值数据表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩总弯矩扭矩TTm=9.997Nmm（3）扭矩图 如图（4）校核轴的强度 取=0.6，由表11.42查得=60MPa，由表4-13查得t=6mm42.28 MPa=60MPa八、键的设计和计算1、选择键联接的类型和尺寸：一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，

20、应用平键.根据低速级输出轴安装齿轮处直径d=80mm查得键的截面尺寸bh=2214。由齿轮轮毂宽度B=95，选取键的长度L=63mm。键的工作长度l=L-b=63-22=41mm。2、校核键联接的强度： 根据表3.1，由轴和齿轮材料，选取 =120MPa。小于120MPa故满足挤压强度条件：3、其他键的选取与校核：键名国标工作长度1（齿轮2）键16*10 GB1096-79 A型l=L-b=51-16=35mm2（齿轮3）键16*10 GB1096-79 A型l=L-b=80-16=64mm3（齿轮4）键22*14 GB1096-79 A型l=L-b=63-22=41mm4（联轴器）键18*1

21、1 GB1096-79 A型l=L-b=90-9=81mm校核键1 =119 MPa校核键2 =66 MPa校核键3 =112MPa校核键4 =91.87 MPa所以所有键均符合设计要求，可用。九、 轴承的校核：又上部分计算得知：转速n=67.88r/min,受力情况R1=6366.24N，R2=3031.54N,Fa=1339N。轴颈直径d=70mm，要求轴承使用寿命为Lh=32000h，并选用7014AC型轴承。查机械设计手册，得N由表8.6查得1、 计算派生轴向力： 由表8.5机械设计手册查得7014AC型轴承的派生轴向力为：S=0.7*R,则可求得左右轴承的派生轴向力分别为： S1=0

22、.7*R1=6366.24*0.7=4456.37N S2=0.7*R2=3031.54*0.7=2122.08N2、计算轴承所受的轴向负荷：因为 S2+Fa=2122.08+1339=3461.08P2，故按左轴承计算轴承的寿命十、箱体结构的设计：减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度：在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘

23、应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计： A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面

24、稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.5.减速器机体结构尺寸如下：名称符号减速器型式及尺寸关系/mm箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直

25、径20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径16机盖与座联接螺栓直径12联接螺栓的间距180轴承端盖螺栓直径10视孔盖螺钉直径8定位销直径16、到外箱壁距离26、22 、18、至凸缘边缘距离24、16轴承旁凸台半径24凸台高度由结构确定外箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离10箱盖、箱座肋厚、7、7轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度10轴承旁联接螺栓距离80十一、润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30

26、+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。十二、联轴器设计1.类型选择：为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算：公称转矩：T=95509550联轴器的计算转矩，查表10.1,考虑到转矩变化很小，故取，则：3、选取联轴器：选取LT10型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm，半联轴器的孔径mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。十三、设计小节通过课程设计二级减速器，让我们更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的深入了解。课程设计的优点：可以让我们提前了解设计的全过程，及及时了解我们的不足，可以及时改进。十四、参考资料1机械设计/杨明忠，朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6武汉理工大学出版社 2006年6月第2次印刷。2机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN7-04-005841-3高等教育出版社 2003年8月第7次印刷。3机械设计课程设计/王大康，卢颂峰主编 编号ISBN 7-5639-0880-3北京工业大学出版社 2000年2月第1次出版。32