带式运输机传动装置机械设计课程设计传动方案

【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.....精品文档......带式运输机传动装置机械设计课程设计传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 机械设计课程设计传动方案设计书题目：带式运输机传动装置学号：1040112330班级：机自1203班姓名：张强目录一、设计 计划 项目进度计划表范例计划下载计划下载计划下载课程教学计划下载 书……………………………………………1二、拟定传动方案……………………………………………2三、电动机的选择……………………………………………5四、齿轮的设计计算……………………………………………7五、轴的结构设计……………………………………………21六、轴承的校核……………………………………………34七、键校核……………………………………………37八、第II轴的精确校核…………………………………………38设计计划书一、设计——带式输送机传动装置已知条件：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，环境最高温度35℃使用折旧期：8年；检修间隔期：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。已知参数：运输带工作压力F=1500N运输带工作速度v=1.1m/s卷筒直径=220mm拟定传动方案a:二级展开式圆柱齿轮减速器优点：结构简单，应用广泛，两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑，尺寸紧凑，成本低，用于载荷比较平稳的场合。缺点：由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。b：二级同轴式圆柱齿轮减速器优点：结构简单，应用广泛，齿轮减速器长度方向尺寸较小，两级大齿轮直径接近，浸入油中深度大致相等，有利于浸油润滑。缺点：齿轮减速器轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难于充分利用。C：圆锥圆柱齿轮减速器优点：用于输入输出轴相交的场合，也用于两轴垂直相错的传动中。缺点：制造安装复杂，成本高，仅在传动布置需要时才采用。d：单级蜗杆减速器优点：结构简单，尺寸紧凑缺点：效率较低，适用于载荷较小、间歇工作的场合，轴承润滑不太方便。综上所述，二级展开式圆柱齿轮减速器比较符合方案要求，故选用二级展开式圆柱齿轮减速器。电动机的选择设计设计步骤及 内容 财务内部控制制度的内容财务内部控制制度的内容人员招聘与配置的内容项目成本控制的内容消防安全演练内容 结果电动机的选择已知：F=1500Nv=1.1m/sD=220mm1、电动机输出功率η=η12η23η32η42η5η1：联轴器效率η2：啮合效率η3：轴承效率η4：溜油效率η5：滚筒效率η1=0.99η2=0.99η3=0.98η4=0.97η5=0.96根据Pd查电动机手册选取Y100L1-4型电动机Pm=2.2KWMn=2.32、总传动比计算及传动比分配取各轴的转速、扭矩：轴转速（r/min）扭矩（N·m)功率（KW)一143014.252.13二301.6965.562.00三95.47194.881.88选取Y100L1-4型电动机四、齿轮的设计计算设计设计步骤及内容结果高速级齿轮传动低速级齿轮传动设计已知条件i1=4.74i2=3.16n1=1430r/minn2=301.69r/minP=2.2kw传动方案：二级展开式直齿圆柱齿轮传动1.选择材料选用二级展开式直齿齿轮传动，压力角为20°；根据机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr，齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS;精度等级选用7级精度;试选小齿轮齿数Z1=21，大齿轮齿数Z2=i1Z1=4.74×21=99.54取Z2=1002.制定热处理 工艺 钢结构制作工艺流程车尿素生产工艺流程自动玻璃钢生产工艺2工艺纪律检查制度q345焊接工艺规程 小齿轮和大齿轮均为调质处理，淬火后高温回火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度。3.按齿面接触强度设计按式（10—11）进行试算小齿轮分度圆直径，即(1)确定公式内的各计算数值①.试选载荷系数KHt＝1.3②.计算小齿轮传递的转矩查表知③.由表10－7选取尺宽系数φd＝1④.由图10-20查得区域系数ZH=2.5⑤.由表10－5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数⑦.计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、由式（10-15）计算应力循环次数：由图10-23查取解除疲劳寿命系数KHN1=0.90、KHN2=0.95取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）试算小齿轮分度圆直径调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度②齿宽b计算实际载荷系数①由表10-2查得使用系数②根据v=2.28m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数③齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数④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，得齿向载荷分布系数KHβ=1.417由此，得到实际载荷系数由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-7)试算模数，即确定公式中的各参数值①试选②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数③计算由图10-17查得齿形系数,由图10-18查得应力修正系数,由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为,由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数,取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮,所以取试算模数（2）调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v②齿宽b③宽高比b/h计算实际载荷系数①根据v=1.560m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06②由查表10-3得齿间载荷分配系数③由表10-4用插值法查得，结合b/h=9.33查图10-13得则载荷系数为由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模1.108mm并就近圆整为 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 值m=1.25mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数z1=d1/m=20.832/1=20.832，取z1=21，取，与互为质数这样设计出的齿轮传动，既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。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即6主要设计结论齿数、，模数，压力角，中心距齿宽，。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。已知：小齿轮转速n3=95.47r/min，齿数比u=3.16，p=2.2kw1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按选定传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。（2）带式运输机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。（3）材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（4）选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值①试选。②计算小齿轮传递的转矩。查轴转速、扭矩列表得③由表10-7选取齿宽系数。④由图10-20查得区域系数ZH=2.5。⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/2⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。⑦计算接触疲劳许用应力。由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。由式（10-15）计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳寿命系数。取失效概率为、安全系数，由式（10-14）得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，则2）试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度。②齿宽。2）计算实际载荷系数。①由表10-2查得使用系数。②根据v=0.364m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数③齿轮的圆周力。查表10-3得齿间载荷分配系数。④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，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-7）试算模数，即确定公式中的各参数值①试选。②由式（10-5）计算弯曲疲劳用重合度系数。③计算。由图10-17查得齿形系数、。由图10-18查得应力修正系数、。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数，由式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度。②齿宽。③宽高比。2）计算实际载荷系数。①根据，7级精度，由图10-8查得动载系数。②由，，查表10-3得齿间载荷分配系数。③由表10-4用插值法查得，结合，查图10-13，得。则载荷系数为3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.114mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数，与互为质数。这样设计出的齿轮传动，既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。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽，即取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。主要设计结论齿数、，模数，压力角，中心距，齿宽，。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。二级展开式直齿圆柱齿轮传动取Z1=21Z2=100KHt＝1.3φd＝1ZH=2.5ZE=189.8MPaKHβ=1.417Kv=1.06m=1.25mmz1=21、小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。直齿圆柱齿轮传动，压力角取为z1=25ZH=2.5ZE=189.8Mpa1/21.717=0.01482.02m=2轴的结构设计设计设计步骤及内容结果轴一轴二设计轴三设计已知电动机P=2.2kW，转速n=1430r/min，z1=21，mt=1.25mm1.求输出轴上的功率、转速和转矩查转速和转矩表知求作用在齿轮上的力而初步确定轴的最小直径先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15—3，取，于是得查表14-1，取，则联轴器的计算转矩查表得选用GY1型凸缘联轴器，公称转矩为，半联轴器的孔径d=1\*ROMAN\*MERGEFORMATI=14mm，故取d=1\*ROMAN\*MERGEFORMATI-=2\*ROMAN\*MERGEFORMATII=14mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=27mm。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案现选用图15-22a所示的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）取Ⅱ—Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=15mm半联轴器与轴配合的毂孔长度=27mm，为保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取lⅠ-Ⅱ=25mm。选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6303，其尺寸为，故dⅢ-Ⅳ=dⅧ-VIII=17mm，lⅧ-VII=14mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取dVI-VII=20mm。取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径d=20mm，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽32mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取lⅣ-Ⅴ=30mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由直径d=20mm查表15-2，得R=1.0mm，则轴环处的dV-VI=25mm.lV-VI=8mm。4)轴承端盖的总宽度为20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=16.5mm，故取lⅡ-Ⅲ=36.5mm。5)取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s=2mm，已知滚动轴承宽度B=14mm，则lⅠ-Ⅱ=25mmd=1\*ROMAN\*MERGEFORMATI-=2\*ROMAN\*MERGEFORMATII=14mmlⅡ-Ⅲ=36.5mmdⅡ-Ⅲ=15mmlIII-IV=29.5mmdⅢ-Ⅳ=17mmlⅣ-Ⅴ=30mmd=20mmlV-VI=8mmdV-VI=25mmlVI-VII=63.5mmdVI-VII=20mmlⅧ-VII=14mmdⅧ-VIII=17mm，轴上零件的周向定位齿轮直接在轴上加工，半联轴器与轴的周向定采用平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为5mmx5mmx20mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位有过度配合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。求轴上的载荷由得,由得,查表知按弯扭合成应力校核轴的强度对第三截面进行校核d=17mm17.40Mpa轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。对第四截面进行校核d=20mmW2=0.1d3=800mm339.50Mpa轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。已知z1=100，z2=25,mt1=1.25mmmt2=2mm求输出轴上的功率、转速和转矩查表知2.求作用在齿轮上的力而3.初步确定轴的最小直径先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15—3，取，于是得4.轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6307，其尺寸为，故dI-II=dV-VI=35mm。2)取左侧安装齿轮处的轴段II-III的直径d=40mm，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽26.25mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取lⅣ-Ⅴ=24mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由直径d=40mm查表15-2，得R=1.2mm，则轴环处的dIII-IV=45mm.lV-VI=8mm。取右侧安装齿轮处的轴段IV-V的直径d=40mm，齿轮的右端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽56mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取lⅣ-Ⅴ=54mm，齿轮的左端采用轴肩定位3）lⅠ-Ⅱ=36.125mmd=1\*ROMAN\*MERGEFORMATI-=2\*ROMAN\*MERGEFORMATII=35mmlⅡ-Ⅲ=24mmdⅡ-Ⅲ=40mmlIII-IV=8mmdⅢ-Ⅳ=45mmlⅣ-Ⅴ=54mmd=40mmlV-VI=29.875mmdV-VI=35mm4）轴上零件的周向定位齿轮1与轴的周向定位采用平键连接。按d=40mm查表6-1得平键截面bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长分为20，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮毂孔与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位有过度配合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。齿轮2直接加工在轴上。5）确定轴上圆角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。5求轴上的载荷由得,得查表知6.按弯扭合成应力校核轴的强度对第二截面进行校核d=40mm11.32Mpa轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。对第四截面进行校核d=40mmW2=0.1d3=6400mm316.70Mpa轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。已知电动机P=2.2kW，z1=79，mt=2mm1.求输出轴上的功率、转速和转矩查转速和转矩表知2.求作用在齿轮上的力而3.初步确定轴的最小直径先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15—3，取，于是得查表14-1，取，则联轴器的计算转矩查表得选用GY5型凸缘联轴器，公称转矩为，半联轴器的孔径d=32mm，故取d=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm。4.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案现选用图15-22a所示的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）取Ⅱ—Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=34mm半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm，为保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取lⅠ-Ⅱ=58mm。选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6307，其尺寸为，故dⅢ-Ⅳ=dⅧ-VIII=35mm，lⅧ-VII=21mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取dVI-VII=40mm。取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径d=40mm，齿轮的右端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽50mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取lⅣ-Ⅴ=48mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由直径d=40mm查表15-2，得R=1.2mm，则轴环处的dV-VI=45mm.lV-VI=8mm。轴承端盖的总宽度为20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=10mm，故取lⅡ-Ⅲ=30mm。5)取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s=2mm，已知滚动轴承宽度B=14mm，则lⅠ-Ⅱ=50mmd=1\*ROMAN\*MERGEFORMATI-=2\*ROMAN\*MERGEFORMATII=32mmlⅡ-Ⅲ=30mmdⅡ-Ⅲ=34mmlIII-IV=32.875mmdⅢ-Ⅳ=35mmlⅣ-Ⅴ=48mmd=40mmlV-VI=8mmdV-VI=45mmlVI-VII=42.175mmdVI-VII=40mmlⅧ-VII=21mmdⅧ-VIII=35mm，轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d=40mm查表6-1得平键截面bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长分别为40和50mm，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮毂孔与轴的配合为半联轴器与轴的连接，选用平键为10mmx8mmx50mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位有过度配合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。5.求轴上的载荷由得,由得,查表知6.按弯扭合成应力校核轴的强度对第四截面进行校核d=40mm22.30Mpa轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。对第五截面进行校核d=35mmW2=0.1d3=4287.5mm327.27Mpa轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。GY1型凸缘联轴器d=1\*ROMAN\*MERGEFORMATI=14mm单列深沟球轴承单列深沟球轴承6303平键截面bXh=12X8齿轮毂孔与轴的配合为倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2轴承的校核设计设计内容及步骤结果轴一上的轴承校核轴二上的轴承校核轴三上轴承的校核已知轴承型号：单列深沟球轴承6303将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。查手册得Cr=13.50kn载荷P为：转速n为：轴承合格已知轴承型号：单列深沟球轴承6307将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。查手册得Cr=33.20kn载荷P为：转速n为：轴承合格已知轴承型号：单列深沟球轴承6307将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。查手册得Cr=33.20kn载荷P为：转速n为：轴承合格七、键校核设计设计内容及步骤结果轴一轴二轴三半联轴器与轴的连接，选用平键为5mmx5mmx20mm键合格平键截面bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长别为20键合格平键截面bXh=12X8长40mm平键为10mmx8mmx50mm键合格第II轴的精确校核设计设计内容及步骤结果截面Ⅳ左侧：抗弯截面系数抗扭界面系数截面左侧弯矩截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40CrNi，调质处理。由表15-1查得σB=900Mpa,σ-1=430Mpa,τ-1=260Mpa截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数由图3-1查得轴的敏感系数为故有效应力集中系数为由图3-2查得尺寸系数εσ=0.76由图3-3查得扭转尺寸系数ετ=0.86轴按磨削加工，由图3-4得表面质量系数为βσ=βτ=0.90轴表面未经强化处理，βq=1,综合系数为碳钢的特性系数ψσ=0.1ψτ=0.05计算安全系数故可知其安全截面Ⅳ右侧：抗弯截面系数抗扭界面系数截面左侧弯矩截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40CrNi，调质处理。查表3-8得碳钢的特性系数ψσ=0.1ψτ=0.05计算安全系数故可知其安全