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长江大学机械课程设计题目:带式运输机传动装置的设计学生姓名专业学号_班级_指导教师设计题目带式运输机传动装置的设计设计条件工作条件两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘;使用折旧期八年使用期限四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;动力来源电力,三相交流,电压380/220V;运输带速度允许误差5%;制造条件及生产批量一般机械厂制造,小批量生产F=2600NV=
1.1m/s,D=220mm设计工作量减速器装配图1张;零件工作图2张(齿轮,轴);设计说明书1份目录
1.电动机选择……………………………………………………………………
2.传动比分配……………………………………………………………………
3.运动和动力参数计算………………………………………………………
4.传动零件的设计计算………………………………………………………
5.轴的计算………………………………………………………………………
6.减速器箱体主要结构尺寸…………………………………………………
7.轴的受力分析和强度校核…………………………………………………
8.轴承寿命计算…………………………………………………………………
9.键连接强度计算……………………………………………………………参考文献…………………………………………………………………………计算内容和设计步骤计算及说明结果
1.电动机选择按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机
1.1确定电机功率η=1工作机所需功率kw为===
2.60kw按书查找得齿轮传动效率η=
0.97球轴承η=
0.99弹性联轴器η=
0.99滑块联轴器η=
0.98总效率η=ηηηη=
0.97×
0.99×
0.99×
0.98=
0.89电动机所需工作功率kw为=
2.75÷
0.89=
3.1kw
1.2确定电动机转速卷筒轴工作转速n==
52.5r/min二级圆柱齿轮减速器传动比
3.9i
7.53i5电机转速n=3~5×3~5n=
472.5r/min~
1312.5r/min取n=1000r/min所以,由表12-1得电动机型号为Y132M1-6额定功率p=4kw满载转速n=960r/min由表12-3得轴伸尺寸直径38mm长度80mm
2.传动比分配
2.1总传动比i===
18.
32.2分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮i=
1.3~
1.5ii=ii计算可i=
5.3i=
3.
453.运动和动力参数计算
3.1各轴转速1轴n=n=960r/min2轴n=n/i=960/
5.3=
181.1r/min3轴n=n/i=n/ii=960/
18.3=
52.5r/min
3.2各轴功率1轴p=pη=
3.1×
0.992=
3.075kw2轴p=pηη=
3.075×
0.97×
0.99=
2.953kw3轴p=pηη=
2.953×
0.97×
0.99=
2.836kw
3.3各轴转矩1轴T=9550=
30.56N·M2轴T=9550=
143.37N·M3轴T=9550=
515.88N·M
4.传动零件的设计计算
4.1第一级(高速级)齿轮传动设计计算
4.
1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)高速级选用直齿圆柱齿轮传动;
(2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度;
(3)材料选择选择小齿轮材料为40Cr调质,硬度为280HBS,大齿轮材料为45调质,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS;
(4)初选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数=
4.88×24=
117.12,取;Z2=
1184.
1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算1确定公式内各计算数值1试选载荷系数Kt=
1.32小齿轮传递的转矩T=
9.55×10=30560N·M3由表10-7选取齿宽系数Φd=14由表10-6查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=
189.8MPa5由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳极限σlim2=550MPa6由公式10-13计算应力循环次数60×960×1×365×2×8×8=
2.691×109=
5.514×1087由图10-19取接触疲劳寿命系数K
0.9K
1.058计算接触疲劳许用应力取失效概率为1﹪,安全系数S=1则[σ]==540MPa[σ]==
577.5MPa2计算1试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得=
41.883mm2计算圆周速度=
2.105m/s3计算齿宽b=1×
41.883=
41.883mm4计算齿宽与齿高比b/h模数=
1.745mm齿高
1.745×
2.25=
3.926mmb/h=
10.675计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA=1;根据
2.105m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数KV=
1.1;直齿轮1由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,
1.417;由
10.67,
1.417查图10-13得
1.38;故载荷系数1×
1.1×1×
1.417=
1.55876按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,有=
44.495mm7计算模数mn=
1.854mm
4.
1.3按齿根弯曲强度设计按公式10-17,即m≥1确定计算参数1由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa;大齿轮的疲劳强度极限σFE2=380MPa;2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=
0.85,KFN2=
0.88;3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4,则有[]=4计算载荷系数K==1×
1.1×1×
1.38=
1.5185查取齿形系数和应力校正系数由表10-5用插值法查得YFa1=
2.65;YFa2=
2.16;YSa1=
1.58;YSa2=
1.816计算大、小齿轮的并加以比较=
0.01379=
0.011973小齿轮的数值大2设计计算=
1.31mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算值,而齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,取m1=
1.5mm,已可满足弯曲强度为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=
44.495mm来计算应有的齿数于是由=
29.6取Z1=30,则Z2=i1Z1=
4.88×30=
146.4取
1474.
1.4几何尺寸计算1计算大小齿轮的分度圆直径d=Z=30×
1.5=45mmd=Z=147×
1.5=
220.5mm2计算中心距a=d+d/2=
132.75mm3计算齿轮宽度1×45=45mm圆整后取B2=45mmB1=50mm
4.2第二级(低速级)齿轮传动设计计算(参照高速级设计)
4.
2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数低速级转速低、传递转矩大,故选用直齿圆柱齿轮传动;精度仍选为7级;为了减少材料品种和工艺要求,小齿轮材料仍选用硬度为280HBS的40Cr调质,大齿轮为硬度240HBS的45调质;仍初选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=i2Z1=
3.75×24=
904.
2.2按齿面接触强度设计试算公式1确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=
1.3;小齿轮传递转矩T2=
143.37N·MΦ=1;ZE=
189.8MPa;应力循环次数=
5.514×108=
1.47×108;小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim=600MPa;大齿轮σHlim=550MPa;接触疲劳寿命系数KHN1=
1.05KHN2=
1.
12.取失效概率为1﹪,安全系数S=1,计算得接触疲劳许用应力=630Mpa=
1.12×550=616MPa2计算1小齿轮分度圆直径=
64.205mm2圆周速度=
0.661m/s3齿宽1×
64.205=
64.205mm模数=
2.67mm齿高h=
2.25×mt=
2.25×
2.67=
6.019mm宽高比
10.6664载荷系数Kv=
1.01;直齿轮
1.0;KA=1;
1.
4231.39;则
1.56535按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:=
68.305mm6计算模数mm=
2.846mm
4.
2.3按齿根弯曲强度设计设计公式1确定公式内各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa;大齿轮的疲劳强度极限σFE2=380MPa;弯曲疲劳寿命系数KFN1=
0.88,KFN2=
0.9;载荷系数
1.529;YFa1=
2.65,YFa2=
2.21;YSa1=
1.58,YSa2=
1.78;S=
1.4;计算弯曲疲劳许用应力==
314.2MPa==
244.29Mpa则=
0.01332=
0.01610大齿轮数值较大2设计计算=
2.33mm取m2=
2.5,则小齿轮齿数=
27.3取Z1=28大齿轮齿数Z2=i2Z1=
3.75×28=
1054.
2.4几何尺寸计算1分度圆直径28×
2.5=70mm
262.5mm2中心距=
166.25mm3齿轮宽度1×70=70mm取B4=70mm,B3=75mm5轴的设计
5.1低速轴
1.输出轴上的功率、转速、转矩:=
2.836kW;
52.5r/min;
515.88N·mm作用在轴上的力;已知低速级大齿轮的分度圆直径261mm圆周力Ft4==3931N径向力Fr4=Ft4tanα=3931×tan20=1431N初步确定轴的最小直径按初步估算,选取轴的材料为45钢,调质处理有表15-3取,于是得=
41.58mm由轴直径d100mm,且开有一个键槽,故使轴径增大5%,即取40mm为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号选滑块联轴器,根据设计手册表8-9得联轴器型号为WH7半联轴器的孔径=40mm,故取=40mm半联轴器长度L=84mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm联轴器和轴配合采用轴的结构设计
(1)方案如下图
(2)确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定为要求,1-2轴段左端需制出一轴肩,故取2-3段的直径=62mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,故1-2断的长度应比L1略短一些,现取=82mm2)初步选择滚动轴承因轴承只受径向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据=62mm,初步选取6010,其尺寸为d×D×B=50×80×16,故==16mm;右端滚动轴承采用轴肩进行定位,由手册上查得6010型轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此,取=71mm3)取安装齿轮处的轴段6-7的直径=78mm,齿轮左端与左轴承之间采用轴套定位,已知齿轮轮毂宽度为87mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取=68mm齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h
0.07d,故取h=6,则轴环处的直径=68mm轴环宽度,取4)轴承端盖的总宽度为32mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm,故取5)由低高速级齿轮与壁面的距离关系及齿轮间的距离关系,及轴承与内面的距离关系,可确定=56mm;=71mm
(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接按=60mm由表6-1查得平键界面,键槽长为50mm选择齿轮与轴的配合为.同样,半联轴器与轴的连接选用平键
5.2高速轴1,高速轴上的功率,转矩和转速=
3.075kW;=
30.56N·m;=960r/min2作用在齿轮上的力已知高速级齿轮的分度圆直径圆周力径向力
3.初步确定轴的最小直径按初步估算,选取轴的材料为45钢,调质处理有表15-3取,于是得=
15.52mm取22mm由轴直径d100mm,且开有一个键槽,故使轴径增大5%,即取22mm选梅花形弹性联轴器,由设计手册表8-8得联轴器型号为LM4轴孔直径22mm,故取=22mm,半联轴器长度L=52mm,联轴器和轴配合采用轴的设计方案
(1)设计方案
(2)确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定为要求,1-2轴断左端需制出一轴肩,故取2-3断的直径=26mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,故1-2断的长度应比L1略短一些,现取=50mm2)初步选择滚动轴承选用深沟球轴承参照工作要求并根据=36mm,初步选取6006,其尺寸为,故==13mm;右端滚动轴承采用轴肩进行定位,由手册上查得6006型轴承的定位轴肩高度h不小于
3.5mm,因此,取==37mm3)由于齿轮分度圆直径太小,故将齿轮设置成为轴的一部分4)轴承端盖的总宽度为36mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm,故取66mm5)由齿轮与壁面的距离关系及轴承与内壁面的距离关系,可确定=16mm;=102mm
(3)轴上零件的周向定位半联轴器采用平键连接按=22mm由表6-1查得平键界面,键槽长为32mm
(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为,
2、
5、6处圆角R1,其余各处R
1.
65.3中间轴1,中间轴上的功率,转矩和转速=
2.953kW;=
143.37N·m;=
193.7r/min2作用在齿轮上的力大齿轮受力=
1300.4N=
473.3N小齿轮受力=
4096.3N=
1490.9N.
3.初步确定轴的最大直径按初步估算,选取轴的材料为45钢,调质处理有表15-3取,于是得=
27.14mm由轴直径d100mm,且开有一个键槽,故使轴径增大5%,取30mm齿轮与轴采用配合轴的结构设计
(1)设计方案
(2)确定轴的各段直径和长度由轴的最大直径确定==33mm,由齿轮宽度及相应轴段比齿轮宽度短4mm,可确定;齿轮之间采用轴肩位,轴肩高度h
0.07d,取h=5,则轴环处的直径40mm.轴承段取d=33的轴承,轴承代号为6007,尺寸,故==33mm由轴承和内壁面之间的距离和齿轮与内壁面之间的距离关系,可得出;
(3)由于大齿轮分度圆直径太小,故将齿轮设置成为轴的一部分小齿轮处采用平键连接=33mm,4-5处平键尺,L=32mm
(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为,其余各处取R
1.
2.
6.减速器箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系结果mm箱座壁厚δ
0.025a+3=
8.287≥88箱盖壁厚δ
10.02a+3=
7.23≥88箱盖凸缘厚度b
11.5δ112箱座凸缘厚度b
1.5δ12箱座底凸缘厚度b
22.5δ20地脚螺钉直径df
0.036a+1220地脚螺钉数目na≤250n=4;a>250~500n=6,a>500时,n=84轴承旁联接螺栓直径d
10.75df16盖与座联接螺栓直径d
20.5~
0.6df10连接螺栓d2的间距L150~200150轴承端盖螺钉直径d
30.4~
0.5df8视孔盖螺钉直径d
40.3~
0.4df8定位销直径d
0.7~
0.8d28d1d2df至外箱壁距离C1表11-2C1f=26C11=22C12=16dfd2凸缘边远距离C2表11-2C2f=24C21=20C22=14轴承旁凸台半径R1C2120凸台高度h根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作42外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+5~1047铸造过渡尺寸xy表1-38x=3y=15大齿轮顶圆与内壁距离△1>
1.2δ10齿轮端面与内箱壁距离△2>δ10箱盖箱座肋厚m1mm1≈
0.85δ1,m≈
0.86δm1=7m=7轴承端盖外径D2D+(5~
5.5)d3D21=95D22=102D23=120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近,Md1和Md2互不干涉为准,一般取s≈D2S1=95S2=102S3=1207轴的受力分析和强度校核
7.1高速轴受力分析及强度校核如图小齿轮受力=
1358.2N=
494.4N受力分析由轴的结构图得L1=134mmL2=
51.5mm水平面由得FNH1=
137.3NFNH2=
357.1N弯矩M==
18390.7N·mm铅垂面由得FNV1=
377.1NFNV2=
981.14N弯矩M==
50526.7N·mm总弯矩M==53770N·mm扭矩T=30560N·mm按弯扭合成应力校核轴的强度,计算取α=
0.6=21MPa之前已选轴材料为40Cr,调质处理,查教材表15-1得70MPa故安全
7.2中间轴受力分析及强度校核如图大齿轮受力=
1300.4N=
473.3N小齿轮受力=
4096.3N=
1490.9N.受力分析由轴的结构图得L1=
64.5mmL2=70mmL3=52mm.水平面得FNH1=-
843.3NFNH2=
174.3N弯矩M==-54393N·mmM=Fr3L2+FNH1L1+L2=-
102987.6N·mm铅垂面得FNV1=
3042.2NFNV2=
2354.5N弯矩M=-FNV1L1=-196222N·mmM=Ft3L2-FNV1L1+L2=-122434N·mm总弯矩M.==203621N·mmM==159989N·mm扭矩T=143370N·mm按弯扭合成应力校核轴的强度,计算取α=
0.6=
51.6MPa之前已选轴材料为40Cr,调质处理,查教材表15-1得70MPa故安全
7.3低速轴受力分析及强度校核如图所示,齿轮受力为Ft4==3931NFr4=Ft4tanα=3931×tan20=1431N由轴的结构图得L1=
62.5mmL2=123mm受力分析水平面得FNH1=
933.8NFNH2=
497.2N弯矩M=FNH1L1=61164N·mm垂直面得FNV1=2565NFNV2=1366N弯矩M=FNV1L1=168008N·mm总弯矩=178795N·mm扭矩T=515880N·mm按弯扭合成应力校核轴的强度,计算取α=
0.6=
21.5MPa此轴材料为45调质处理,由教材表15-1查得60MPa故安全8轴承寿命计算
8.1高速轴寿命计算高速轴轴承为6006由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷C=
15.2kN轴承受到的径向载荷F=F=
377.1NF=F=
981.1N派生轴向力为取e=
0.4Fd1=eFr1=
150.8NFd2=eFr2=
392.4N两轴承正装,由于齿轮为直齿,无轴向力,所以Fae=0因为Fae+Fd2>Fd1所以左端轴承1被压紧,右端轴承2放松所以轴向力Fa1=Fae+Fd2=
392.4NFa2=Fd2=
392.4N6006轴承判断系数e=
0.4>e
0.4由教材表13-5得动载荷系数X1=
0.44Y1=
1.40X2=1,Y2=0由教材表13-6取fp=
1.1当量动载荷P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=
786.8NP2=fpX2Fr2+Y2Fa2=
1079.2N因为P1P2,所以以轴承2作为寿命计算轴承球轴承ε=3=48507h==
8.3年所以寿命满足使用要求
8.2中间轴寿命计算中间轴轴承为6007由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷C=
19.5kN轴承受到的径向载荷F=F=
3042.2NF=F=
2354.5N派生轴向力为取e=
0.4Fd1=eFr1=
1216.9NFd2=eFr2=
941.8N两轴承正装,由于齿轮为直齿,无轴向力,所以Fae=0因为Fae+Fd2Fd1所以左端轴承1放松,右端轴承2压紧所以轴向力Fa1=Fd1=
1216.9NFa2=Fd1-Fae=
1216.9N6007轴承判断系数e=
0.
40.4>e由教材表13-5得动载荷系数X1=1,Y1=0X2=
0.44,Y2=
1.40由教材表13-6取fp=
1.1当量动载荷P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=
3346.4NP2=fpX2Fr2+Y2Fa2=
3013.6N因为P1P2,所以以轴承1作为寿命计算轴承球轴承ε=3=16765h==
2.9年所以寿命满足使用要求
8.3低速轴寿命计算低速轴轴承为6010由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷C=22kN轴承受到的径向载荷F=F=2565NF=F=1366N派生轴向力为取e=
0.37Fd1=eFr1=949NFd2=eFr2=
505.4N两轴承正装,由于齿轮为直齿,无轴向力,所以Fae=0因为Fae+Fd2Fd1所以左端轴承1放松,右端轴承2压紧所以轴向力Fa1=Fd1=949NFa2=Fd1-Fae=949N6010轴承判断系数e=
0.
370.37>e由教材表13-5得动载荷系数X1=1,Y1=0X2=
0.56,Y2=
1.2由教材表13-6取fp=
1.1当量动载荷P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=
2821.5NP2=fpX2Fr2+Y2Fa2=
2094.1N因为P1P2,所以以轴承1作为寿命计算轴承球轴承ε=3=150493h==
25.8年所以寿命满足使用要求9键连接强度计算
9.1高速轴上键连接强度计算高速轴上只有一个键连接,联轴器链接键6×6×32圆头普通平键,材料Q275A许用压应力=120MPa强度计算公式公式中数据T1=
30.56N·mk=3mml=26mmd=22mm计算得=
35.62MPa因为<所以满足强度要求
9.2中间轴键强度计算中间轴上只有一个键连接,大齿轮链接键12×8×32圆头普通平键,材料Q275A许用压应力=120MPa强度计算公式公式中数据T2=
143.37N·mk=4mml=20mmd=40mm计算得=
89.61MPa因为<所以满足强度要求
9.3低速轴链接键强度计算低速轴上有两个键,第二级大齿轮链接键和输出联轴器链接键第二级大齿轮链接键16×10×50联轴器链接键12×8×70都为圆头普通平键,材料Q275A许用压应力=120MPa强度计算公式公式中数据第二级大齿轮T3=
515.88N·mk=5mml=34mmd=55mm联轴器链接键T3=
515.88N·mk=4mml=58mmd=40mm计算得第二级大齿轮=
110.35MPa联轴器链接键=
111.2MPa因为都有<所以都满足强度要求参考文献
[1]《机械设计》(第八版)濮良贵
[2]《机械设计课程设计手册》吴宗泽
[3]《机械原理》(第七版)孙桓
[4]《材料力学》刘鸿文
[5]《工程图学基础》丁一,何玉林=
2.60kwη=
0.89p=
3.1kwn=
52.5r/minn=1000r/minp=4kwn=960r/mini=
18.3i=
5.3i=
3.45n=960r/minn=
181.7r/minn=
52.5r/minp=
3.075kwp=
2.953kwp=
2.836kwT=
30.56NmT=
143.37NmT=
515.88Nm[σ]=540MPa[σ]=
577.5MPad=
41.883mmv=
2.105m/sb=
41.883mmm=
1.745mmh=
3.926mmK=
1.5587d=
44.495mmm=
1.854mm[]=
303.75MPa=
238.86MPaK=
1.518m1=
1.31mmz1=30z2=147d1=45mmd2=
220.5mma=
132.75mmB1=50mmB2=45mm类型直齿圆柱齿轮材料小齿轮280HBS40Cr调质大齿轮240HBS45钢调质=630Mpa=616MPad=
64.205mmv=
0.661m/sb=
64.205mmm=
2.67mmh=
6.019mmK=
1.5653d=
68.305mmm=
2.846mm=
314.2MPa=
244.29Mpam=
2.33mmZ1=28Z2=105d3=70mmd4=
262.5mma2=
166.25mmB3=75mmB4=70mmF=
1358.2NF=
494.4NFNH1=
137.3NFNH2=
357.1NM=
8390.7N·mmFNV1=
377.1NFNV2=
981.14NM=
50526.7N·mmM=53770N·mm=21MPa安全F=
1300.4NF=
473.3NF=
4096.3NF=
1490.9NFNH1=-
843.3NFNH2=
174.3NFNV1=
3042.2NFNV2=
2354.5NM.=203621N·mmM=159989N·mm=
51.6MPa安全Ft4=3931NFr4=1431NFNH1=
933.8NFNH2=
497.2NFNV1=2565NFNV2=1366NM=178795N·mm=
21.5MPa安全F=
377.1NF=
981.1NP1=
786.8NP2=
1079.2N=
8.3年合格F=
3042.2NF=
2354.5NP1=
3346.4NP2=
3013.6N=
2.9年合格F=2565NF=1366NP1=
2821.5NP2=
2094.1N=
25.8=
110.35MPa=
111.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。