机械设计课程设计带式运输机的传动.docx

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机械设计课程设计带式运输机的传动

+

前言

目的

1、综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；

2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；

3、提高学生在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和机械CAD技术；

4、课程设计相当于一个小型的工程设计项目，学生相当于项目经理。

作为一个项目经理，应该能够对项目的接题、准备、规划、实施等环节进行统一的规划，为将来做实际工程项目奠定基础。

·内容

设计一般机械中的传动装置，如带式运输机的带-单级斜齿圆柱齿轮减速器，双级斜齿圆柱齿轮减速器等。

主题设计

贵州大学

设计者：

学号：

指导教师：

二○○九年一月日

第一部分任务书

姓名

学号

组号

方案

7

设计题目

带式运输机传动装置设计

原始数据

运输带拉力F=—3000—（N）运输带速度V=—0.7—（m/s）滚筒直径D—280—（mm）

运输机使用期5年、两班制工作、单向运转、工作平稳、运输带速度允许误差

±5%、减速器由一般规模厂中小批量生产。

传动装

置方案

见《机械设计课程设计》206页，任选一方案

方案1：

皮带—单极直齿/斜齿圆柱齿轮传动

方案2：

两级展开式直齿/斜齿圆柱齿轮传动

方案3：

两级同轴式斜齿圆柱齿轮传动

方案4：

直齿圆锥—直齿/斜齿圆柱齿轮传动

方案5：

蜗轮蜗杆传动

方案6：

直齿圆锥—开式直齿/斜齿圆柱齿轮传动

工作量

1、设计说明书1份【20页以上,按标准格式书写】

2、减速器装配图1张【A1图，手工或autoCAD绘（须提供手工草图）】

参考书

1、《机械设计课程设计》，周元康等编，重庆大学出版社，2001年

2、《机械零件课程设计指导书》，罗述洁等编，贵州人民出版社，1982年

各设计小组原始数据

组号

F（N）

V（m/s）

D（mm）

组号

F（N）

V（m/s）

D（mm）

组号

F（N）

V（m/s）

D（mm）

1

1600

0.50

230

8

3000

0.65

300

15

3600

0.70

300

2

1800

0.55

240

9

3000

0.70

280

16

3700

0.70

280

3

2000

0.60

260

10

3200

0.70

300

17

3800

0.75

300

4

2500

0.65

270

11

3500

0.70

290

18

4000

0.75

300

5

2500

0.65

280

12

3500

0.70

300

19

4000

0.80

320

6

2500

0.65

300

13

3600

0.70

280

20

4000

0.85

330

7

3000

0.70

280

14

3600

0．75

290

21

4200

0.90

350

（每组数据供2人使用）

本组数据为第7组数据

第二部分初拟方案

根据任务书的基本要求，应该使用二级降速，传动装置示意图：

第三部分计算设计和结构设计

一，选择电动机，确定传动方案及计算运动参数

（一）电动机的选择

1，计算带式运输机所需功率Pw=FV/1000

=3000×0.70/1000×1=2.1Kw（

工作机传动效率为1）

2，初估电动机额定功率P

电动机所需输出的功率Pd=Pw/

=2.1/0.9=2.33Kw（初选实际效率为0.9）

3,选用电动机

查表2.1选用Y132M-8电动机，其主要参数如下

电动机额定功率P

3Kw

电动机满载转速

710（r/min）

电动机轴伸出端直径

38mm

电动机伸出安装长度

80mm

（二）传动比的分配及转速校核

1，总传动比

运输机驱动滚筒转速

=60×1000×V/πD=60×1000×0.7/（3.14×280）=47.75r/min

总传动比i*=

=710/47.75=14.8691

2，传动比分配，带轮直径、齿轮齿数和链轮齿数的确定

本方案采用皮带轮、一级齿轮和链传动，一般情况下带传动的传动比小于齿轮传动的传动比，总传动比

*=14.8691。

查表2.4，取链传动的传动比为i3=2,齿轮传动的传动比为i2=3,则带传动的传动比为：

i1=i/（i2*i3）=14.8691/（2×3）=2.4781

因闭式传动取小齿轮齿数Z1=2５，则

大齿轮齿数Z2=Z1×i2=２５×3=75

查机械设计手册，选用Ａ型Ｖ带，取小带轮直径为d1=80mm,则大带轮计算直径为：

D2=i1*d1=2.4781×80=198.248（mm）

取D2=200mm。

则实际带传动比为：

U1=D2/d1=200/80=2.5

查机械设计手册，取小链轮的齿数为Z3=27，则大链轮的齿数为：

Z4=i3*Z3=2×27=54

实际总传动比i=u1×i2×i3==2.5×3×2=15

3,核验工作机驱动滚筒的转速误差

滚筒的实际转速

=710/15=47.33（r/min）

转速误差:

×100%=[（47.75-47.33）/47.75]×100%=0.88%<5%合乎要求

（四）传动机构各轴转速，功率转矩的计算

根据传动方案简图，并由表2.3[3]查出

弹性联轴器功率

=0.99

初选8级精度圆柱齿轮传动效率

=0.97

链传动效率

=0.96

运输机驱动机轴一对滚动轴承效率

=0.99

V带传动效率

=0.96

故传动装置总效率

=

=0.96×0.99×0.97×0.96×0.99

=0.88

与估计值相近，电动机额定功率确定无误。

2，各轴功率计算

带式运输机为通用工作机，取电动机额定功率为设计功率

Ⅰ轴输入功率P1=P×

=3×0.96=2.88Kw

Ⅱ轴输入功率P2=P×

×

×

=3×0.96×0.99×0.97=2.7657Kw

Ⅲ轴输入功率P3=P×

×

×

×

=5.5X0.99X0.97X0.97

=3×0.96×0.99×0.97×0.96=2.655Kw

3，各轴转速计算

Ⅰ轴的转速

/u1=710/2.5=284r/min

Ⅱ轴的转速n

=n

/i2=284/3=94.667r/min

Ⅲ轴的转速n

=n

/i3=94.667/2=47.333r/min

4,各轴转矩的计算

Ⅰ轴转矩

T1=9550×1000×P1/

=9550×1000×2.88/284=96845.1N.mm

Ⅱ轴转矩

T2=9550×100×P2/

=9550×1000×2.7657/94.667=279004N.mm

Ⅲ轴转矩

T3=9550×1000×P3/

=9550×1000×2.655/47.333=535678N.mm

各轴运动动力参数列表：

轴名称

功率Kw

转速r/min

转矩N.mm

Ⅰ速轴

2.88

284

96845.1

Ⅱ轴

2.7657

94.667

279004

Ⅲ轴

2.655

47.333

535678

五、传动零件的设计计算

㈠.皮带轮传动的设计计算

1）.确定计算功率Pca

由于每天工作时间T=8h，运输装置工作时有轻度冲击，由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA×P=1.2×2.88kW=3.46kW

2）.选择V带的带型

根据Pca,n1由图8-10选择A型V带。

3）.确定带轮的基准直径dd1并验算带速υ

①由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=80mm。

②按式（8-13）验算带速:

υ=πdd1nI/（60×1000）

=π×80×710/60000

=2.97m/s

因为2m/s<υ<15m/s,故带速合适。

4）.确定V带的中心距a和基准长度Lo

①根据式0.7（dd1+dd2）

Lo≈2a+0.5π（dd1+dd2）+0.25（dd2-dd1）2/a

=2×500+0.5π×（80+200）+0.25×（200-80）2/500

=1446.8mm≈1500mm　　

5）.验算小带轮的包角α　

由包角公式α≈1800-（dd2-dd1）57.50/a

=1800-（200-80）×57.50/500=166.20>1200 

 6）.计算带的根数z

  ①由dd1=80mm和nI=284r/min，查表13-3得Po=0.35kW.

根据nI=284r/min，i=2.4781和A型V带，查表13-5得ΔPo=0.02kW.

查表13-7得Kα=0.964，查表8-2得K=1.14,

则Pr=（Po+ΔPo）Kα×KL=（0.35+0.03）×0.964×1.14kW=1.3kW

  ②V带根数z=Pca/Pr=3.46/1.3=2.66（根），取整z=3根

文章引用自：

∙                               7）.计算实际中心距a=ao+0.5（L-Lo）=500+0.5×（1800-1500）=650mm

8）.计算单根V带的初拉力的最小值（Fo）min

由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.06kg/m,所以

 （Fo）min=500（2.5-Kα）Pca/zυKα+qυ2

=500×（2.5-0.964）×3.46/（0.964×3×2.97）+0.06×2.972

=309.93N   实际处拉力Fo>（Fo）min

9）.计算压轴力Fp

最小值压轴力为（Fp）min=2z（Fo）minSin（0.5α1）

=2×3×309.93×Sin（166.20/2）

=1846.14N  

10）.大带轮结构设计 、

可知dd2＜300mm,则选择轮辐式V带轮。

与大带轮相配的轴直径

d=Ao（P/n2）-3,查表15-3选择45号钢,取Ao=112则d=20mm,由于开有键槽可取d=21mm。

由于L=（1.5～2）d,即25mm

㈡.齿轮设计计算

1）.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。

①由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

②输送机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）。

③材料选择：

由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280

HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者

材料硬度差为40HBS

④选小齿轮齿数z1=21，大齿轮齿数z2=21×3.1=65.1，圆整为z2=68。

2）.按齿面接触强度设计

①试选载荷系数Kt=1.3

②计算小齿轮传递的转矩。

由公式T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×2.88/284=96845.1N·m

③由表10-7选取齿宽系数φd=1。

④由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。

⑤由图10-21d按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

σHlim1=650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。

⑥计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1.4，

由公式（10-12）得:

[σF]1=KFN1σFE1/S=0.92×550/1.4MPa=361.43MPa

     [σF]2=KFN2σFE2/S=0.95×400/1.4MPa=271.43MPa

⑦计算圆周速度υ=πd1tn1/60×1000=π×65.08×284/60000=1.05m/s

⑧计算齿宽b=φd·d1t=1×65.08mm=65.08mm

⑨计算齿宽与齿高之比b/h。

模数mt=d1t/z1=65.08/21mm=3.09mm

齿高h=2.25mt=2.25×3.09mm=6.95mm

则b/h=65.08/6.95=9.36

取Z1=3，实际d1=Z1×m=21×3=61mmd2=Z2×m=68×3=204mm

a=（d1+d2）/2=（61+204）/2=132.5mm

 3）.按齿根弯曲强度设计

①由图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=550MPa；

大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=400MPa；

②计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，

 由式（10-12）得：

     [σF]1=KFN1σFE1/S=0.92×550/1.4MPa=361.43MPa

     [σF]2=KFN2σFE2/S=0.95×400/1.4MPa=271.43MPa

③计算载荷系数  K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.05×1×1.27=1.67

④查取齿形系数  由表10-5查得YFa1=2.60；YFa2=2.218

⑤查取应力校正系数  由表10-5查得YSa1=1.595；YSa2=1.769

⑦计算大、小齿轮的YFa·YSa/[σF]并加以比较。

YFa1·YSa1/[σF]1=2.60×1.595/361.43=0.01147

　　　　　　YFa2·YSa2/[σF]2=2.218×1.769/271.43=0.01446

比较可知：

大齿轮的数值大

⑧由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为。

m≥（2KT1YFaYSa/φdz12）1/3

=（2×1.67×1.0206×105×0.01446/212）1/3mm

=1.84mm

可见，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的摸数。

则取弯曲强度算得的模数1.84并圆整为标准值m=2.0mm。

接触强度算得分度圆直径d1t=65.08mm，则小齿轮的齿数z1=d1/m=71.469/2=35.7≈36。

大齿轮齿数z2=3.1×36=111.6≈112

4）.几何尺寸计算

①计算分度圆直径。

d1=z1m=36×2mm=72mm；d2=z2m=112×2mm=224mm

②计算中心距a=0.5（d1+d2）=0.5×（72+224）mm=148mm

③计算齿轮宽度b=φdd1=1×72mm=72mm

可取B1=78mm；B2=72mm

5）.小齿轮结构设计

①轴的直径dmin≥Ao（P/n）1/3,查表15-3选择45号钢（调质）,

则取Ao=112，dmin=31.5mm，由于轴截面开有键槽，轴径增加

5%～7%，则取d=35mm。

②确定齿轮类型

齿顶圆直径da1=m（z1+2）=3×（21+2）=69mm，则采用实心结构齿轮

③参照图10-38设计齿轮结构

D3=1.6d=1.6×35mm=56mm；L=（1.2～1.5）d=42～52.5mm，

取L=50mm由于L≥B，则取B=40mm

6）.大齿轮结构设计

  ①连接大齿轮的轴直径dmin≥Ao（P/n）1/3,查表15-3选择45号钢（调质）,

    则取Ao=112，dmin=31.5mm，由于开有键槽，轴径应增加5%～7%取d=30mm。

②确定齿轮类型。

齿顶圆直径da2=m（z2+2）=3×（112+2）=228mm，则采用腹板式结构的齿轮。

③设计腹板式齿轮结构。

由公式D0=da—10mn=228-10×2=208mm，D3=1.6d=1.6×40=64mm

D1=（D0+D3）/2=（208+64）/2=136mm，

D2=（0.25～0.35）（D0—D3）=36～50.4mm;

B2=L=（1.2～1.5）d=48～60mm;C=（0.2～0.3）B2=10～15mm取C=12mm

.25～0.35）（D0—D3）=36～50.4mm;

B2=L=（1.2～1.5）d=48～60mm;C=（0.2～0.3）B2=10～15mm取C=12mm文章引用自：

文章引用自：

∙                   六、轴的设计计算

高速轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

因高速轴是齿轮轴，故高速轴材料选用40MnB调质，硬度750HBS[σb]=230MPa[σ-b]=65MPa

由课本表14-2，取c=102

d≥c

=112

mm=17.4mm

考虑有键槽，将直径增大3%，则

d=17.7×（1+3%）mm=18mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，高速轴齿轮左、右两面由都轴肩定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。

（2）确定轴各段直径和长度（设计书P170页）

ⅣⅤⅣ

I

I段：

d1=18mmh1=（0.07~0.1）d1=0.5mm取L1=41mm

段:

d2=d1+2h1=19mm

L2=l+m=15+m=22mm

段：

直径d3=20mm

初选用6204型深沟球轴承，其内径为20mm,

宽度B为14mm.长为

L3=B+Δ2+Δ3=20mm

Ⅳ段：

直径d4=23.5mm

L4=2Δ2=4.5mm

Ⅴ段：

这一段为小齿轮，直径d5=27mm.

L5=b1=45mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=28mm

②求转矩：

已知T1=48013.65N·mm

③求圆周力：

Ft

Ft=

=3429.55N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=1374.6×tan200=1248.25N

⑤求轴向力Fa

Fa=0因为为直齿轮

⑥因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=B1=B2=45.6mm

（3）绘制轴受力简图（如图a）

（4）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=

=624.12N

FAZ=FBZ=

=1714.775N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYLA=624.12×45.6=28.459N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZLA=1714.775×45.6=78.193N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

Ma=

=83.19N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩产生的扭剪按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=

=50.18N·m

（6）校核危险截面C的强度（d=d6）

σe=

=19.26MPa<[σ-b]=65MPa

∴该轴强度足够。

低速轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用2G35SiMn，硬度（250HBS）

[σb]=230MPa[σ-b]=65MPa

由课本表14-2，取c=102

d≥c

=27.7mm

考虑有键槽，将直径增大3%，则

d=26.40×（1+3%）mm=28mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

VIVIVIIIIII

I段：

d1=28mm

段:

d2=30mm

L2=l1+e+m=20mm

段:

d3=25mm

初选用6205型深沟球轴承，其内径为25mm,

宽度为B15mm.，故长为：

L3=B+Δ3+Δ2+3=23mm

Ⅳ段：

直径d4=26mm

L4=41mm

Ⅴ1段：

直径d5=30mm.L5=3mm

Ⅴ2段：

直径d5=26mm.L5=8mm

VI段：

直径d6=23mm.L6=22mm

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=116mm

②求转矩：

已知T3=191106N·m

③求圆周力Ft：

Ft=

=3294.93N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=1199.26N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=110.725mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAY=FBY=

=598.13N

FAZ=FBZ=

=1642.41N

（2）由两边对称，截面C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYLA=598.13×0.111=60.11N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZLA=1642.4×0.111=1672.1N·m

（4）计算合成弯矩

MC=

=1672.21N·m

（5）计算当量弯矩：

得α=1

Mec=

=190.72N·m

（6）校核危险截面C的强度

σe=

=54Mpa<[σ-1]b

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

10×300×8=24000小时

1、计算输入轴承

（1）初选6204轴承，额定动负荷为19.5Cr/kN

两轴承径向反力：

P=Fr1=Fr2=478.28N

两轴承轴向反力：

Fa1=Fa2=0N

LH=

其中C为径向基本额定动载荷。

C=19.5Cr/kN

P为当量动载荷。

向心轴承时P=Fr

n为轴的转速。

n

=566.87（r/min）

ε为寿命指数。

球轴承为3

ft为工作温度修正系数。

ft=1

fp为工作载荷修正系数。

fp=1.2

LH=

=

=690988h>24000h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）初选6205轴承，额定动负荷为25.5Cr/kN

两轴承径向反力：

P=Fr1=Fr2=446.64N

两轴承轴向反力：

Fa1=Fa2=0N

LH=

其中C为径向基本额定动载荷。

C=25.5r/kN

P为当量动载荷。

向心轴承时P=Fr

n为轴的转速。

n

=136.924（r/min）

ε为寿命指数。

球轴承为3

ft为工作温度修正系数。

ft=1

fp为工作载荷修正系数。

fp=1.2

LH=

=

=12779858.74h>24000h

∴预期寿命足够

八、键联接的选择及校核计算

输出轴与齿轮2联接采用平键联接

轴径d1=26mmL1=41mm

查手册选A型平键

键A8×7GB/T1095--79

l=L1-b=41-8=33mm

h=7mm

根据课本P243（10-5）式得

σp=

=38.85Mpa<[σp]（110Mpa）

此键强度足够

∙∙