汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置课程设计.docx
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汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置课程设计
汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置-课程设计
汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置
目 录
一.设计任务书-----------------------------------2--3
二.拟定传动方案及说明---------------------------3
三.电动机的选择和计算---------------------------4-6
四.确定传动装置的总传动比和分配传动比-----------6-7
五.计算传动装置的运动和动力参数-----------------7-9
六.设计V带和带轮-------------------------------10-11
七.齿轮的设计-----------------------------------11-23
八.轴的设计和验算-------------------------------23-32
九.键的选择与校核-------------------------------33
十.滚动轴承的选择与校核-------------------------33-34
十一.联轴器的选择-------------------------------34
十二.减速器附件的选择---------------------------35
十三.润滑与密封---------------------------------35
十四.参考文献-----------------------------------36
十五.设计小结-----------------------------------687
一.设计任务书
题目：
汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置
传动系统示意图如下图所示：
原始数据：
运输带主动轴转矩T=1700N.m
运输带工作速度v=0.85m/s
滚筒直径D=380mm 每日工作时数T=16h
使用折旧期y=8
已知条件：
1.工作情况：
传动不逆转，工作有轻微冲击，要求减速器沿输送带运动方向具有较小尺寸，允许运输带速度误差为;
2.滚筒效率：
=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；
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，半年一次
小修；
已给方案：
外传动机构为V带传动；
减速器为两级同轴式圆柱齿轮减速器；
二.拟定传动方案及说明
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
由题目所知传动机构类型为：
同轴式二级圆柱齿轮减速器。
故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：
同轴式减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，轴较长，刚度较差。
两大齿轮浸油深度可以大致相同，有利于浸油润滑。
轴线可以水平，上下或铅垂布置。
687
汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置
三.电动机的选择和计算
1）选择电动机类型
按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
2）选择电动机的容量
电动机所需工作功率按公式为
P=KW
又由公式可得
P= KW
因此可以得到
P= KW
由电动机至运输带的传动总效率为
式中：
－带传动效率：
0.96
－每对轴承传动效率：
0.98
－圆柱齿轮的传动效率：
0.97
－联轴器的传动效率：
0.99
—卷筒的传动效率：
0.96
所以可得
则 P== KW
3）确定电动机转速
卷筒轴工作转速为
n=
按机械设计课程设计指导书表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为
符合这一范围的同步转速有750,1000,1500和3000r/min。
方案 电动机型号 额定功率 同步转速
r/min 额定转速
r/min 重量 总传动比
1 Y160M1-2 9KW 3000 2930 117Kg 68.55
2 Y160M-4 9KW 1500 1460 123Kg 34.16
3 Y160L-6 9KW 1000 960 195Kg 22.70
4 Y180L-8 9KW 750 730 250Kg 17.08
根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表所示，
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y160M-4，其主要参数如下：
型 号 额定功率
KW 满 载 时
转 速
r/min 电 流
A 效 率
%
Y160M-4 11 1460 22.6 88%
功率因素 起动电流
额定电流 起动转矩
额定转矩 最大转矩
额定转矩 中心高H
160
轴伸尺寸
DE
0.84 7.0 2.2 2.3 42110
四.确定传动装置的总传动比和分配传动比
1）总传动比
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带传动外轮廓尺寸不致过大，初步取=2.8，则减速器传动比为：
3）分配减速器的各级传动比
按同轴式布置。
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可有手册图12同轴式曲线查得，
五.计算传动装置的运动和动力参数
为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。
如将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴。
。
。
。
。
。
。
以及
为相邻两轴间的传动比；
为相邻两轴间的传动效率；
为各轴的输入功率（KW）；
为各轴的输入转矩（N.M）；
为各轴的转速（r/min），
则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。
具体标记如下图所示
汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置
1）各轴转速
由公式可得：
Ⅰ 轴
Ⅱ 轴
Ⅲ 轴
卷筒轴
2）各轴输入功率
由公式可得
Ⅰ 轴
Ⅱ 轴
Ⅲ 轴
卷筒轴
Ⅰ-Ⅲ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98。
3）各轴输入转矩
电动机输出转矩
则Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
Ⅰ-Ⅲ轴的输入转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98。
运动和动力参数计算结果整理于下表
轴名 功率PKW 转矩TNm 转速
r/min 传动比 效
率
输入 输出 输入 输出
电动机轴 -- 9.4 -- 61.49 1460 2.8 0.96
Ⅰ轴 9.02 8.84 165.29 161.98 521.43
4.95 0.95
Ⅱ轴 8.58 8.41 777.77 762.21 105.34
2.46 0.95
Ⅲ轴 8.16 8.00 1818.8 1782.42 42.82
1 0.97
卷筒轴 7.92 7.76 1734.7 1700 42.82
六.设计V带和带轮
1）定V带型号和带轮直径
工作情况系数 由教材书表11.5
计算功率
选带型号 由教材书图11.15 A型
小带轮直径 由教材书表11.6 取mm
大带轮直径
设 取mm
大带轮转速
验算带速
在5m/s—25m/s之间，带速合适
2）计算带长
求
求
初取中心距
带长
基准长度 由教材书图11.4
3）求中心距和包角
中心距
小带轮包角
4）求带根数
上式数值均查教材书所得 则取Z=6根
5）求轴上载荷
张紧力
上式中q=0.1
轴上载荷
带轮结构 略
七.齿轮的设计
高速级大小齿轮的设计
因为传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，平均硬度260HB，大齿轮用45钢，调质处理，平均硬度240HB。
计算步骤如下：
一.齿面接触疲劳强度计算
1）初步计算
齿宽系数
接触疲劳极限σHlim由教材书图12.17cσHlim1＝710Mpa
σHlim2＝580Mpa
初步计算的许用接触应力[σH]
[σH]1=
汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置
[σH]2=
值 由表12.16， 取=91
初步计算的小齿轮直径 取=84mm
初步齿宽b b= =84mm
2）校核计算
圆周速度
精度等级 由表12.6 选8级精度
齿数z和模数m 初取齿数;
；有表12.3 取m=3
则；
使用系数 由教材书表12.9查得
动载系数 由教材书图12.9查得
齿间载荷分配系数 由表12.10先求
由此得
齿向载荷分布系数 由表12.11
载荷系数K
弹性系数 由表12.12
节点区域系数 由图12.16
接触最小安全系 由表12.14
总工作时间
应力循环次数 由表12.15，估计；
则指数m=8.78
原估计应力循环次数正确
接触寿命系数 由图12.18
许用接触应力
验算
计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。
否则，尺寸调整后还应再进行验算。
3）确定传动主要尺寸
实际分度圆直径d 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即
中心距
齿宽b b= =84mm 取
齿顶圆直径
齿根圆直径
二）齿根弯曲疲劳强度验算
重合度系数
齿间载荷分配系数
齿向载荷分布系数 b/h=84/（2.25×3）=12.4
由图12.14得
载荷系数
齿形系数 由图12.21可得
应力修正系数 由图12.22可得弯曲疲劳极限 由12.23c得
弯曲最小安全系数 由表12.14可得
应力循环次数 由表12.15，估计,则指数
m=49.91
原估计应力循环次数正确
弯曲寿命系数 由图12.24得
尺寸系数 由图12.25可得
许用弯曲应力
验算
传动无重过载，故不作静强度校核
低速级大小齿轮的设计
因为传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，平均硬度260HB，大齿轮用45钢，调质处理，平均硬度240HB。
计算步骤如下：
一）齿面接触疲劳强度计算
1）初步计算
齿宽系数
接触疲劳极限σHlim由教材书图12.17cσHlim1＝710Mpa
σHlim2＝580Mpa
初步计算的许用接触应力[σH]
汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置
[σH]1=
[σH]2=
值 由表12.16， 取=82
初步计算的小齿轮直径 取=144mm
初步齿宽b b= =144mm
2）校核计算
圆周速度
精度等级 由表12.6 选9级精度
齿数z和模数m 初取齿数;
；有表12.3 取m=4
则；
使用系数 由教材书表12.9查得
动载系数 由教材书图12.9查得
齿间载荷分配系数 由表12.10先求
由此得
齿向载荷分布系数 由表12.11
载荷系数K
弹性系数 由表12.12
节点区域系数 由图12.16
接触最小安全系 由表12.14
总工作时间
应力循环次数 由表12.15，估计；
则指数m=8.78
原估计应力循环次数正确
接触寿命系数 由图12.18
许用接触应力
验算
计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。
否则，尺寸调整后还应再进行验算。
3）确定传动主要尺寸
实际分度圆直径d 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即
中心距
齿宽b b= =1444mm 取
齿顶圆直径
齿根圆直径
二）齿根弯曲疲劳强度验算
重合度系数
齿间载荷分配系数
齿向载荷分布系数 b/h=144/（2.25×4）=14.4
由图12.14得
载荷系数
齿形系数 由图12.21可得
应力修正系数 由图12.22可得弯曲疲劳极限 由12.23c得
弯曲最小安全系数 由表12.14可得
应力循环次数 由表12.15，估计,则指数
m=49.91
原估计应力循环次数正确
弯曲寿命系数 由图12.24得
尺寸系数 由图12.25可得
汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置
传动无重过载，故不作静强度校核则高速级大齿轮的结构尺寸由下表所示 大齿轮结构尺寸
名 称 结构尺寸经验计算公式 结果/mm
毂孔直径d 由中间轴设计d=d24 60
轮毂直径D3 D3=1.6d 96
轮毂宽度L L=（1.2~1.5）d=144~180 80
腹板最大直径D0 D0≈d0-（10~14）m 370
板孔分布圆直径D1 D1=（D0+D3）/2 233
板孔直径D2 D2≈（0.25~0.35）×（D0-D3） 50
腹板厚度C C=（0.2~0.3）B 20
下表为高速级和低速级齿轮传动的尺寸
高速级齿轮传动的尺寸
名称 计算公式 结果/mm
法面模数 m 3
齿数 z1
z2 28
139
传动比 i1 4.95
分度圆
直径 d1
d2 84
417
齿顶圆
直径 da1=d1+2ha*m
da2=d2+2ha*m 90
423
齿根圆
直径 df1=d1-2（ha*+c*）m
df2=d2-2（ha*+c*）m 76.5
409.5
中心距 a=m×（z1+z2）/2 250
齿宽 B1=b+5
B2=b 86
84
低速级齿轮传动的尺寸
名称 计算公式 结果/mm
法面模数 m 4
齿数 Z3
Z4 36
89
传动比 i2 2.46
分度圆
直径 d3
d4 144
356
齿顶圆
直径 da3=d3+2ha×m
da4=d4+2ha×m 152
364
齿根圆
直径 df3=d3-2（ha*+c*）m
df4=d4-2（ha*+c*）m 134
346
中心距 a=m×（z1+z2）/2 250
齿宽 B3=b+5
B4=b 150
144
八.轴的设计和验算
一）轴的材料选择和最小直径估算
根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。
按扭转强度法进行最小直径估算，即：
。
初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。
当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%~7%，两个键槽时，d增大10%~15%。
值由所引用教材表2-6确定：
高速轴，中间轴，低速轴。
高速轴：
，因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则：
，取为整数。
中间轴：
因中间轴最小直径安装滚轮动轴承，取为标准值。
低速轴：
，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：
，参见联轴器的选择，取为联轴器的孔径，
二）轴的结构设计
1.高速轴的结构设计
1）各轴段直径的确定
d11:
最小直径,安装大带轮的外伸轴段,d11=d1min=35mm
d12:
密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求,定位高度h=（0.07~0.1）×d11,以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封）,d12=45mm
汽车发动机装配车间的带式输送机传动装置
d13:
滚动轴承处轴段,d13=45mm.滚动轴承选取7009,其尺寸为d×D×T×B=45mm×85mm×20mm×19mm
d14:
高速级小齿轮轴径,d14=50mm
d15:
滚动轴承处轴段,d15=d13=40mm
2）各轴段长度的确定
L11由大带轮的毂孔宽度B=80mm确定,l11=78mm
L12由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,l12=68mm
L13由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,l13=42mm
L14由装配关系、箱体结构等确定,L14=82mm
L15由高速级小齿轮宽度B1=75mm确定,L15=42mm
L16由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,L16=50mm
3）细部结构设计
由表10-1查出高速级大齿轮处键（）；低速级小齿轮处键（）；齿轮轮毂与轴的配合选为； 滚动轴承与轴的配合采用过度配合，此轴段的直径公差选为。
2.中间轴的结构设计
（1）各轴段直径的确定
d21:
最小直径，滚动轴承处轴段,d21=d2min=50mm,滚动轴承选取30210,其尺寸为d×D×T×B=50mm×95mm×21.75mm×20mm
d22:
高速级大齿轮轴段,d22=60mm
d23:
轴环,根据齿轮的轴向定位要求,d23=65mm
d24:
低速级大齿轮轴段，d24=60mm
d25:
滚动轴承处轴段，d25=d21=50mm
（2）各轴段长度的确定
L21:
由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,L21=45mm
L22:
由高速级大齿轮的毂孔宽度B3=80mm确定,L22=76mm
L23:
过渡轴段，L23=85mm
L24:
由低速级小齿轮的毂孔宽度B4=150mm确定,L24=148mm
（3）细部结构设计
由表查出高速级大齿轮处键b×h-L=18×11-70;低速级小齿轮处键b×h-L=18×11-110;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合,此轴段的直径公差选为φ50m6;查表得,各轴肩处的过渡圆角半径见图,查表得,各倒角为C2;参考表17-10，各轴段表面粗糙度见图f-18.
低速轴的结构设计
低速轴轴系的结构见减速器草图所示
（1）各轴段直径的确定
d31:
滚动轴承处轴段,d31=60mm,滚动轴承选取30212,其尺寸为d×D×T×B=60mm×110mm×23.75mm×22mm
d32:
低速级大齿轮轴段,d32=65mm
d33:
轴环,根据齿轮的轴向定位要求,d33=20mm
d34:
过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d34=65mm
d35:
滚动轴承处轴段,d35=d31=60mm
d36:
密封处轴段,根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈内的标准（拟采用毡圈密封）,d36=64mm
d37:
最小直径,安装联轴器的外伸轴段,d37=d3min=65mm
（2）各轴段长度的确定
L31:
由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,L31=40mm
L32:
由低速级大齿轮的毂孔宽B4=144mm确定,L32=130mm
L33:
轴环宽度,L33=10mm
L34:
由装配关系、箱体结构等确定,L34=60mm
L35:
由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,L35=35mm
L36:
由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,L36=45mm
L37:
由联轴器的毂孔宽L1=110mm确定,L37=1
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