机械设计带式运输机的传动装置.doc

《机械设计带式运输机的传动装置.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计带式运输机的传动装置.doc（17页珍藏版）》请在沃文网上搜索。

1、机械设计课程设计目录第一部分 设计任务书第二部分 传动方案的分析和拟定第三部分 电动机的选择第四部分 确定传动比第五部分 计算传动装置的运动和动力参数第六部分 齿轮的设计计算第七部分 轴的设计计算第八部分 滚动轴承的选择第九部分 设计小结第十部分 参考资料目录第一部分 设计任务书1、题目：带式运输机的传动装置2、原始数据:数据编号 ( A1 )数据编号A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10运输带工作拉力2000200022002300260028003000250030002200运输带工作速度1.01.11.11.11.11.40.81.11.51.6卷筒直径25022024032020

2、03502504004004503、机器的工作条件:三班制,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘(带式运输机的效率已经在F中考虑)4、使用年限:十年,大修期三年5、生产批量:10万台6、生产条件:中等规模机械厂,可加工89级精度齿轮及蜗轮7、动力来源:电力,三相交流(220/380)8、设计工作量:(1)减速器装配图一张(A0)(2)零件图两张，一轴和二齿轮(A3)(3)设计说明书一份第二部分 传动方案的分析与拟定采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能大启动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。带传动的承载能力较小，传动稳定，缓冲溪

3、镇能力较强，易不知在高速级第三部分 电动机的选择1选择电动机类型按工作要求和条件选用y系列全封闭自扇冷式电动机电压380v2选择电动机的容量由电动机至卷桶轴的传动总效率为：电动机所需工作功率为：Pd=pw因为pw=fv1000w所以pd=fv1000wa=12345 式（1-2）式中：1-三角带传动效率 2-齿轮传动效率 3-滚动轴承的效率 4-联轴器的效率 5-运输机平型带传动效率取1=0.96 2=0.98 3=0.97 4=0.99 5=0.96则a=0.96*0.98*0.97*0.99=0.89工作及效率w=2*5=0.98*0.96=0.94所以Pd=Fv1000a=2000*1.

4、01000*0.89*0.94=2.39kw查机械零件手册电动机技术数据表选电动机的额定功率为4kw3确定电动机的转速卷同轴工作转速为Nw=60*1000vD=60*1000*1.03.14*250=76.4rmin按推荐的传动副传动比的合理范围取三角胶带的传动比i=2-4单机圆柱齿轮减速器的i=3-5，则总传动比的的合理范围为i=6-20，电动机转速器的可选范围 Nd=ia*nw=（6-20）*76.4=（458-1528）rmin符合这一范围的同步转速有以下三种电动机的型号额定功率Kw同步转速Min启动转矩最大额定转矩质量kg额定转矩Y1325-6310002.02.063Y132m-83

5、7502.02.079综合考虑，电动机及传动装置的型号和节约资金，可选用第一方案，电动机的重量合格及三角胶带传动和减速器的传动比都比较合适，因此选定电动机型号为y1325-6安装尺寸见下表中心高Hmm外形尺寸L*(B1+B2)*Hmm安装尺寸A*Bmm轴伸尺寸D*Emm平键尺寸F*G132515*345*315190*14032*8010*35.5第四部分 确定传动比选定电动机型号为y1325-6满载转动Nm=960rmin1总传动比：Ia=NmNw=96076.4=12.62分配传动装置传动ia=i0*iI0带传动的传动比I减速器的传动比三角胶带的外轮廓尺寸不宜过大取i0=3 则i=iai0

6、=12.6/3=4.2传动装置的时机传动比只有在传动件参数确定后才能准确定算，因此工作及的实际专属要在传动及设计计算完成后进行校合，一般允许与设计要求转数有+-（3-5）%的误差第五部分 计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速： 轴n=Nm/i0=960/3=320r/min 轴n=n/i=320/4.2=76.2r/min 卷同轴 n=n=76.2r/min2各轴功率： 轴 P=Pd*1=2.37*0.96=2.29kw 轴 P=P*2*3=2.29*0.98*0.97=2.18 卷同轴 P=P*2*4=2.18*0.98*0.99=2.123各轴转矩： 电动机轴 Td=9550*p1/nm

7、=9550*2.39/960=23.8Nm 轴 T=Td*i0=23.8*3*0.96=68.5Nm 轴 T=T*i*2*3=68.5*4.2*0.98*0.97=273.49 卷同轴的输入转矩 T=T*2*3=273.49*0.98*0.99=265.34Nm轴号功率P（kw）扭矩T（Nm）转速n（min）传动比i效率电动机2.823.896030.96轴2.2968.53204.20.95轴2.18293.4376.191.000.97卷同轴2.12265.3476.19第六部分 齿轮的计算 由于传递功率不高，转速不快载荷有较小的冲击，所以采用软齿面进行轮传动。1选择齿轮材料，并确定许用应

8、力 小齿轮选用45钢，调制处理，HBS=225 大齿轮选用45钢，国货处理，HBS=200查机械设计书P211可知 Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa Flim1=200MPa Flim2=200MPa【 H】1=0.9* Hlim1=0.9*600=540MPa【 H】2=0.9* Hlim2=0.9*550=495 MPa【 F】1=1.4* Flim1=1.4*200=280 MPa【 F】2=1.4* Flim2=1.4*200=280 MPa2选择齿轮传动的精度等级和设计参数 犹豫时中等规模机械厂，则加工粗糙度为8-9级，齿轮小涡轮见下表 机械传动类型 传动效率圆柱齿

9、轮传动 闭式传动0.960.98（7-9级精度） 开式传动0.940.96圆锥齿轮传动 闭式传动0.940.97（7-8级精度） 开式传动0.920.95选择八级精度，则齿面粗糙度ra：3.26.3um取小齿轮齿数为z1=23，则z2=i*z1=4.2*23=96.6取大齿轮齿数为z2=96齿数比 u=z1/z2=96/23=4.17由于传动相对误差/u-ii/*100%=/4.2-4.174.2/*100%=0.719%因为0.719%3%-5%所以齿数选择合理参考表10-11选齿轮系数d=1.1（齿轮相对于轴承为对称布置）初选螺旋角=10 根据表10-8选取计算系数Am=12.4和Ad=7

10、563按齿轮弯曲强度计算模数 T1=9550p1/n1=9550*2.29/320=68.34Nm计算当量齿数 Zv1=Z1/cos3=23/cos10=24.5 Zv2=Z2/cos=96/cos10=102.13查表10-10查出复合齿形系数Yfs1=4.22 Yfs2=3.88根据较小的冲击载荷，轴承对称布置并靠近轴承，载荷系数k=1.2-2，取载荷系数k=1.5按式计算模数，由于【 F】1=【 F】2，而Yfs1Yfs2，故将Yfs1代入计算MnAm（ktyfs/dzf）1/2 =12.4*（1.5*38.34*4.22/1.2.3*2.3*280）1/2=1.77按表10-1取标准值

11、Mn=2mm（第一系列）4.协调设计参数 计算中心距 a=mn（z+z）/2cos=2*（23+96）/2cos10=121.43mm取a=130mm则螺旋角为 =arccos mn（z+z）/2a=arcos2*（23+96）/2*125=17.8在8-25的范围内，所选的计算系数Am和Ad合理5计算主要几何尺寸齿轮分度圆直径d1=mn*z1/cos=2*23/cos17.8=48.42d2=mn*z2/cos=2*96/cos17.8=200mm尺宽为b=d1=1.0*48.42=48.42mm取整后b=55，b=49（为了便于安装通常取小齿轮的宽度比大齿轮大5-10mm）6校核齿面接触强

12、度满足齿面接触强度所需要的小齿轮分度值经为D1Adkt1（u+1）/du【 h】1/2 =7561.5*68.34*（4.17+1）/1.0*4.17*540*5401/2=15.787齿轮圆周速度 V=d1n1/6*100000=*48.42*960/60000=2.4m/s8齿轮工作图 第七部分 轴的设计计算1选择轴的材料确定轴的外端直径 轴的材料选用45钢，正火处理（200Hbs）按表14-2取c=110 计算轴的外伸端直径d=33.6mm 考虑到轴的外伸端开邮件槽（安装联轴器），将计算轴径加大3%-5%后，参照表14-3取标准直径d=402输出轴的结构设计 按输出轴的外伸端选用弹性柱销

13、联轴器，Hl4ja40*84/ja40*84GB5014-1988见表15-3，因此外伸端长度为84mm，外伸端与联轴器之间过盈的过渡配合，H7K6做轴向定位，用A型平键连接做轴向固定，联轴器的左侧采用轴肩做轴向定位 密封段直径为50mm，符合密封件采用毡圈50Fz/T92010-1991要求轴颈规范，而且满足对右侧联轴器的轴向定位轴肩高度h=（0.07-0.01）d=（0.07-0.10）*40=2.8-4mm要求考虑轴承盖的轴向尺寸和透盖右端面与联轴器左端面有一定间隔，取该段长度为65mm 安装斜齿轮的轴头端的直径61mm，采用过硬配合H7R6与轴头作镜像定位，用B型平键连接做周向固定，左

14、侧使用轴环做轴向定位和固定，右侧采用套筒实现与右轴承的轴向定位和固定，为保证斜齿轮的轴向定位可靠取轴头端长度57 左右两端轴颈上安装圆锥滚子轴承32312（d=60mm，T=49mm，damin=74mm a=34）根据轴承颈取轴承安装尺寸要求，取轴环直轴径直径60mm，左轴颈长度为50mm右轴颈长度为21mm根据32312轴成安装尺寸取环轴直径66mm，同时满足斜齿轮左侧的轴向定位轴肩高度要求，轴承内圈与轴颈采用稍有过盈的过度配合K6实现轴向定位与固定，同时满足他们之间的对中要求 根据斜齿轮宽度52mm，轴承与箱体内壁间间隔5mm，斜齿轮端面与箱体内壁之间间隔20mm，以及圆锥滚子轴承的支座

15、反力作用点a=32。求输出轴的支撑跨度l=138mm同理求出右轴承支座反力作用点到外伸端中点距离为130mm3输出轴上斜齿轮的受力分析 T2=9.55*1000000p/n2=9.55*1000000*2.18/76.2=273215Nmm计算从动斜齿轮的圆周力，径向力轴向力 Ft2=2T/d=2*273215/200=2732.15N Ft2=Ft2*tan/cos=2732*tan20/cos17.8=1057N Fa2=Ft2*tan=2732*tan17.8=877N4计算输出轴的支座反力和弯矩 输出轴支撑跨度l=180mm，左右两个支座分别A与B，斜齿轮对称布置在轴承跨度中点c斜齿轮

16、圆周力Ft2作用在水平面上（使轴在H面上产生弯曲变形）因此水平面的支座反力为Rah=Rbh=Ft2/2=2732/2=1366水平弯矩图中c处的弯矩为 Mch=Rahl/2=1366*180/2=122940支座反力Rav=（Frl/2-Fa2d/2）/l=41NRbv=Fr2-Rav=1057-41=1016垂直弯矩图中c处左侧弯矩为Mcv=Rav*l/2=41*70=280NmmMcv=Rbv*l/2=1016*180/2=91440NmmMcv-Mcv=91440-280=91160Nmm集中力偶为Fa2*d2/2=877*200/2=87700Nmm计算c处左右两侧的合成弯矩5输出轴在

17、CD段受的弯矩等于它传递T2=273215nmm6计算危险截面当量弯矩 由当量弯矩图可见c处事危险截面，按计算该处的当量弯矩 Me=（Mc+2T2）1/2=224383Nmm7计算c处的需要轴颈dc 参照表14-1和表14-4得45钢正火（200Hbs）的轴在对称循环状态下的许用弯曲应力为50Mpa 有dc=（Me/0.1w）1/3=34.6mm由于c处开有一个键槽（安装斜齿轮）故将直径增加5%得到dc=35mm它小于该处实际直径60mm，强度足够8输出轴工作图按输出轴的外伸端选用弹性柱销联轴器，H23ja40*84/ja40*84GB5014-1988见表15-30，因此外伸端长度为84mm

18、，外伸端与联轴器之间过盈的过渡配合，H7K6做轴向定位，用A型平键连接做轴向固定，联轴器的左侧采用轴肩做轴向定位 密封段直径为40mm，符合密封件采用毡圈50Fz/T92010-1991要求轴颈规范，而且满足对右侧联轴器的轴向定位轴肩高度h=（0.07-0.01）d=（0.07-0.10）*40=2.8-4mm要求考虑轴承盖的轴向尺寸和透盖右端面与联轴器左端面有一定间隔，取该段长度为65mm 安装斜齿轮的轴头端的直径61mm，采用过硬配合H7R6与轴头作镜像定位，用B型平键连接做周向固定，左侧使用轴环做轴向定位和固定，右侧采用套筒实现与右轴承的轴向定位和固定，为保证斜齿轮的轴向定位可靠取轴头端

19、长度57 左右两端轴颈上安装圆锥滚子轴承32312（d=60mm，T=49mm，damin=74mm a=34）根据轴承颈取轴承安装尺寸要求，取轴环直轴径直径60mm，左轴颈长度为50mm右轴颈长度为21mm根据32312轴成安装尺寸取环轴直径66mm，同时满足斜齿轮左侧的轴向定位轴肩高度要求，轴承内圈与轴颈采用稍有过盈的过度配合K6实现轴向定位与固定，同时满足他们之间的对中要求 根据斜齿轮宽度52mm，轴承与箱体内壁间间隔5mm，斜齿轮端面与箱体内壁之间间隔20mm，以及圆锥滚子轴承的支座反力作用点a=32。求输出轴的支撑跨度l=134mm同理求出右轴承支座反力作用点到外伸端中点距离为105

20、mm第八部分 键的选择及强度的校核1 选择键的尺寸低速轴上在轴段和轴段两处个安装一个键，按一般使用情况选择采用A型普通平键联接，查参考书（2）表11-6选取键的参数如表轴段轴段标记为：键1：GB/T1096 键 10*8*45键2：GB/T1096 键 16*10*272 校核键的强度轴段上安装联轴器，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，查参考书（2）表11-7。轴段上安装齿轮，齿轮材料为刚，载荷性质为轻微冲击，。静联接校核挤压强度：轴段：计算应力p1略大于许用应力，因相差不大，可以用已确定的尺寸，不必修改。轴段：所选键联接强度满足要求第九部分 设计小结这次机械设计很累，尤其是打字特累，自

21、今还不大会用word，看着同学们打的都很好，自己感到落后了很多，回到家里打了一夜可算赶了上来，通过这次设计我知道自己还有很多不足希望在日后的生活中加以改进。这次课程设计我得到的题目是设计一个单级圆柱齿轮减速器，可能这是最最基本的设计但我却感到很难，可能我在平日里学的不够仔细认真，希望我自己在日后能加以改正，我知道机械设计这门学科对我很重要，这种重要对我来说和对别人是不一样的，可能别的同学为了期末考试合格，将来在工厂中得以实践，但我却需要确确实实的掌握这门学科在我以后的求学路上每次考试都会有这门学科，但我很遗憾却学得不大好，过这两周来的设计我知道了机械零件之间的奥秘是如此有趣，再设计过程中培养了

22、我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，本次课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。再加上课程设计选在临近期末考试期间进行，就更显得不是很人性话了。但是艰难困苦玉汝于成，机械设计课程设计看来我是无法忘记的了。第十部分 参考资料1、机械设计

23、课程设计（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年2、机械设计 第四版 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年3、机械设计、机械设计基础课程设计 王昆等主编 高等教育出版社 1995年4、机械设计课程设计图册（第三版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1987年5、机械设计课程设计指导书（第二版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1989年6、简明机械设计手册（第二版） 唐金松主编 上海科学技术出版社 2000年机械设计课程设计 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 1993年机械零件设计课程设计 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社1989机械设计 第四版 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年学 院： 沈阳理工大学专 业/班 级：机械设计制造及其自动化学 号：320080701学 生 姓 名：于龙指 导 教 师： 谢宝玲2010 年 6 月17