步进式运输机传动装置设计.doc

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1、目 录1. 总体方案设计（附总体方案简图） 21.1步进式运输机传动装置设计 1.2 已知设计条件1.3设计要求1.4设计任务2. 原动机选择 42.1 电动机类型选择2.2 计算电动机容量2.3 确定电动机转数3. 传动装置的运动及动力参数计算 53.1 传动装置总传动比和分配各级传动比3.2 传动装置的运动和动力参数计算4. 齿轮传动的设计 74.1 高速级齿轮的设计4.2 低速级齿轮的设计4.3齿轮传动参数表5. 轴的设计计算 185.1 按转矩确定轴的最小直径5.2 轴的结构设计5.3 按弯矩合成对轴进行强度校核6. 滚动轴承的选择及计算 226.1 轴承的选择6.2 轴承的寿命计算7

2、. 键联接选择及校核 247.1 键的选择7.2 键连接强度校核8. 联轴器的选择 259. 减速器箱体设计及附件的选择 269.1 箱体设计9.2 附件的选择10. 润滑与密封类型的选择 2810.1.润滑方式10.1.润滑方式11. 参考资料 291.总体方案设计（附总体方案简图）1.1步进式运输机传动装置设计（简图如下）1 电动机2展开式直齿轮二级减速器3曲柄4摇臂5输送机 1.2 已知设计条件学号末尾数4工作阻：F N2100步长：S mm550往复次数：N l/min30行程速比系数：K1.3高度：H mm800-10001.工作条件：每天两班制工作，载荷为中等冲击，工作环境为室内、

3、交清洁；2.使用期：使用期5年；3.动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;4.工作机构效率：0.95；5.运输带速度允许误差：5%；6.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；7.减速器：展开式直齿轮传动二级减速器；1.3设计要求1.设计出满足已知条件要求的工作输送机的主要部分；2.机构的最小传动角不小于40；3.滑架王府次数误差不大于15%；1.4设计任务1.拟定出工作机构和传动系统运动方案，并进行多方案对比分析；2.工作行程时，对原动曲柄转30是机构位置进行运动分析；3.设计绘制减速器装配图1张（A0或A1）。4.设计绘制轴、齿轮零件图各一张（A2）。5.设计绘制工作输

4、送机系统总图货工作输送机系统的运动简图1张；6.编写设计说明书1份。2. 原动机选择2.1电动机类型选择按工作要求和工作条件选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机Y90L-4，电压380V;频率50Hz。2.2计算电动机容量确定电动机效率Pw 按下式计算 式中F=2100N S=550mm N=30 代入上式得 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式 由表2-4联轴器效率=0.99：滚动轴承传动效率= 0.98：齿轮传动效率=0.97（8级精度一般齿轮传动）则=0.95所以电动机所需工作功率为 因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表19.

5、1中Y系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw为1.5kW。2.3 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的转速为 n=30 r/min，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1500r/min和3000r/min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1500r/min的Y系列电动机Y90L-4,其满载转速为nw1400r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在表19.2中查得。3.传动装置运动及动力参数计算3.1传动装置总传动比和分配各级传动比1.总传

6、动比为 2.分配传动比 考虑润滑条件等因素，初定 ，3.2 传动装置的运动和动力参数计算3.2.1各轴的转速 1轴 2轴 3轴 曲柄轴 3.2.2 各轴的输入功率 1轴 2轴 3轴 4轴 5轴 3.2.3 各轴的输入转矩I轴 II轴 III轴 4轴 工作轴 电动机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4轴工作轴转速（r/min）1400140036012012030功率P（kw）1.481.471.401.331.291.23转矩T（Nm）10.095710.027537.1389105.8458102.6625391.55传动比i13.89314效率0.990.950.970

7、.950.954. 传动零件的设计4.1高速级齿轮的设计1）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.输送机为一般工作机器，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280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，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.式选载荷系数。2.

8、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.式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 齿高 3.计算载荷系数查表10-2得使用系数=1.5;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8级精度查机械设计，小齿轮

9、相对支承非对称布置由b/h=8.896 由图10-13得故载荷系数 K=KA*KV*KHa*KHb=1.9924.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K5.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； 所以大齿轮大；7.设计计算 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由

10、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1.16并就进圆整为标准值=2mm 接触强度算得的分度圆直径=50mm，算出小齿轮齿数大齿轮 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，。3.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径49mm 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 轮缘

11、厚度 齿轮倒角 取腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮工作图如下图所示4.2 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280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 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

12、计算数值1.式选载荷系数。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. 式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/h3.计算载荷系数 查表10-2得使用系数=1.5;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

13、7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置由b/h=11.10 由图10-13得故载荷系数 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K5.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 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

14、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1.39，并就进圆整为标准值=2.5mm 接触强度算得的分度圆直径=75mm，算出小齿轮齿数大齿轮 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，。3.轮的结构设计 大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径48mm 轮毂长度 与齿宽相等轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 取轮缘厚度

15、 腹板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取齿轮工作图如下图所示 4.3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amm122150传动比i3.883模数mmm22.5压力角2020齿数Z25973090分度圆直径dmm5019475225齿顶圆直径damm5419880230齿根圆直径dfmm4518968.75218.75齿宽bmm55508580旋向材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS280240280240 5. 轴的设计计算5.1按转矩确定轴的最小直径1.选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。 1轴 ，考虑到联轴器、

16、键槽的影响，取d1=242轴 ，取d2=353轴 ,取d3=452.初选轴承1轴选轴承为6006 2轴选轴承为6007 3轴选轴承为6009各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor6006305513364913.28.306007356214415616.210.56009457516516921.014.95.2轴的结构设计1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用凸缘联轴器。2轴：高速级采用实心齿轮，上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，齿轮上端用轴肩

17、固定，下端用套筒固定，使用深沟球轴承承载。3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用深沟球轴承承载，下端外啮合齿轮，采用凸缘联轴器连接。4.低速轴各轴段长度和直径数据见下图5.3按弯矩合成对轴进行强度校核5.3.1 高速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度=735Mpa2）.计算齿轮上受力（受力如图所示） 切向力径向力3）.计算弯矩水平面内的弯矩：垂直面内的弯矩：故 取=0.6， 计算轴上最大应力值： 故高速轴安全，合格。弯矩图如下：5.3.2 低速轴的强度校核1）由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基

18、础表查得抗拉强度=735Mpa2）.计算齿轮上受力（受力如图所示） 切向力径向力3）.计算弯矩水平面内的弯矩：垂直面内的弯矩：故 取=0.6， 计算轴上最大应力值： 故低速轴安全，合格。弯矩图如下：5.3.3 中间轴的校核，具体方法同上，步骤略，校核结果合格。6. 滚动轴承的选择及计算6.1轴承的选择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6006两个，轴6007两个，轴选用6009两个 (GB/T297-1994) 6.2轴承的寿命计算：6.2.1 轴 1.查机械设计课程设计表14.2，得深沟球轴承6006 2.查机械设计得 X=1, Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：在水

19、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 5年，两班制 基本额定动载荷所以轴承6006安全，合格6.2.2 轴 1.查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承6009 2.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 5年，两班制基本额定动载荷所以轴承6009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6009安全，合格。7.键联接选择及校核7.

20、1键类型的选择选择45号钢，其许用挤压应力=1501）1轴左端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为24mm，轴段长50mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=10mm,h=8mm,L=40mm2）2轴轴段长为80mm，轴径为39mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=12mm,h=8mm,L=70mm轴段长为50mm，轴径为39m，所以选择平头普通平键（A型）键b=12mm,h=8mm,L=40mm3）3轴轴段长为75mm，轴径为49mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=14mm,h=8.5mm,L=63mm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(

21、A型)键b=10mm,h=8mm,L=70mm7.2 键类型的校核1）1轴T=10.0275N.m ，则强度足够， 合格2）2轴T=37.14N.m ， 则强度足够， 合格3）3轴T=105.85N.m ，则强度足够， 合格,均在许用范围内。8.联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用凸缘联轴器1）减速器进口端 选用YLD3型（GB/T 5843-2003）凸缘联轴器，采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=34mm,轴孔长度为L=52mm2）减速器的出口端 选用YLD7型（GB/T 5843-2003）凸缘联轴器，采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=38mm

22、,轴孔长度为L=82mm9. 减速器箱体及附件的选择9.1 箱体设计名称符号参数设计原则箱体壁厚100.025a+3 =8箱盖壁厚180.02a+3 =8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1121.51底座b223.52.5箱座肋厚m80.85地脚螺钉型号dfM180.036a+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d36（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

23、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，a150mm9.2 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130100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

24、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M101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

25、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

26、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。10.减速器润滑方式、密封形式10.1.润滑方式本设计齿轮采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，轴承采用脂润滑。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脂采用润滑。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。10.2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

27、封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。11.参考文献1 王世刚，王树之.机械设计实践与创新.北京：国防工业出版社，20092王之烁，王大康.机械设计综合课程设计.北京：机械工业出版社，20073邹慧君.机械原理课程设计手册.北京：高等教育出版社，19984孙桓 陈作模.机械原理.北京：高等教育出版社，20075濮良贵 纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，20076吴宗泽.机械零件手册.北京：机械工业出版社，20047甘永力.几何量公差与检测.第七版.上海：上海科学技术出版社，20058申屠留芳.机械原理.北京：中国电力出版社，20109卜炎.机械传动装置设计手册. 北京：机械工业出版社，1994第 29 页 共 29 页