机械设计课程设计带式输送机传动装置说明书.docx

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机械设计课程设计带式输送机传动装置说明书

学院：

专业：

课程名称：

机械设计基础

2011年12月19日设计日期：

指导老师：

学生名字：

学号：

一、设计任务………………………………………………...…3

二、传动方案拟定…………….……………………………….4

三、电动机的选择……………………………………….…….5

四、计算总传动比的分配…………………………………….6

五、传动系统的运动和动力参数计算……………………….7

六、加速器传动零件的设计计算…………………………….8

七、减速器轴的设计计算……………………………………16

八、减速器滚动轴承的选择及寿命计算……………………26

九、键联接的选择及计算……………………………………28

十、联轴器的选择…………………………………………….29

十一、加速其箱体及附件设计………………………………

十二、润滑与密封…………………………………………….29

十三、小结…………………………………………………….

十四、参考文献………………………………………………30

十五、附录（零件及装配图）………………………………30

一、设计任务

1、带式输送机的原始数据

输送带拉力F/kN

2.6

1.4输送带速度v/（m/s）

360

滚筒直径D/mm

2、工作条件与技术要求

；）输送带速度允许误差为：

1xx%3）工作情况：

连续单向运转，两班制工作，载荷变化不大；

4）工作年限：

5年；

6）动力来源：

电力，三相交流，电压380V，

3、设计任务量：

1）减速器装配图一张（A0）；

2）零件工作图（包括齿轮、轴的A3图纸）；

3）设计说明书一份。

计算及说明结果

二、传动方案拟定

方案

、结构特点

4-联轴3-减速5-滚6-传送1-电动2-带传

）外传动机构为带传动

）减速器为一级齿轮传动

、该方案优缺点

优点适用于两轴中心距较大的传动；、

具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；过

时打滑防止损坏其他零部件；结构简单、成本

廉

缺点传动的外廓尺寸较大需张紧装置

；带的由于打滑，不能保证固定不变的传动

计算及说明结果

命较短；传动效率较低。

三、电动机的选电动机的类1按工作要求和工作条件选系列三相笼型异

电动机，卧式封闭自扇冷式结构，电380

2工作机功PK

k100

式Fw=2600NV=1.4m/s是带式输送

的功率，W=0.95

代入上式

260=3.83Kw

9100按下电动机的输出功率功k

为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效式

经查表，弹性联轴个，联轴器传动效

对滚动轴承滚动轴=0.99;对，齿轮传动效圆柱齿轮闭=0.99;r

计算及说明结果

?

卷筒1=0.95;，η=0.97;V带开式传动1幅g轴滑动轴承润滑良好1对，η5=0.98;

=3.83Kw

5=0.8762

总功所以电动机所需工作功率

84.37Kw876考1.0~1.的系数，电动机额定功Pm=

（1.0~1.3）P0

，5.5kW

Pm=4.37~5.68k3确定电动机转按《机械设计课程设计》2-推荐的传动比

2

而工作机卷筒轴的转速

1mi37所以电动机转速的可选范围

nm=455.86~1486.2

总效电动机选型Y132M1-6参数如876额定功Pm=5.5kW电动机转nm

=960

四、计算总传动比及分配各级的传动电．

计算及说明

结果

=nm/nw=960/74.31=12.921）总传动比i∑i2

×2）总传动比i∑=i1i2=4

试取i1=3.2，五、运动参数及动力参数计算、各轴的转速1rn1Ⅰ轴n960?

?

minm960rn2===300Ⅱ轴min3.2rnw=n2=300滚筒轴min2、各轴转速输入功率p=4.37kw0?

pp==4.33kw

Ⅰ轴?

990.4.37?

c0Ⅰ?

?

==4.15Ⅱ轴1?

?

?

297.99?

0.433?

0.rgkw?

?

p=4.07kw

滚筒轴2?

?

rcw3、各轴的输入转矩计算p=Ⅰ轴TⅠ?

9550nⅠⅠ334.==43.09550N.m?

9607mN.?

2Ⅱ轴T2=?

9550n2

p功率作?

o4.37Kw电机的额定功率Pm=5.5kWn?

74.31rminw电机型号为：

Y132M1-6电动机转速

计算及说明

结果

4.15=132.=mN.9550?

30011mN.w?

=工作轴T?

9550nww4.07==129.56mN.9550?

m.N300pm电机轴Tm=?

9550nm

5.5=54.71=mN9550?

.960六、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型由课本[3]P153表8-9得：

kA=1.3P0=4.37KWV带传送功率Pc=KAP0=1.3×4.37=5.681KWr和n1=960据Pc=5.681KWmin带B图8-12得：

选用型V[3]P154由课本）确定带轮基准直径，并验算带速（2d1=140mm>dmin=125[3]由课本P145表，取8-4-0.02）=

d2=i带12×）=3.2d1（1-ε5×（1392mm

nm=960r/min=12.92

i?

初选i带=i1=3.2，=i2=4

齿轮irn1960?

minrn2=300minnw=n2=300rminp=4.37kw

0P1=4.33kwP2=4.15kw

计算及说明

结果

，取8-4d2=400mm由[3]课本P145表带速V：

V=πd1n1/60×1000960/60×1000×125×=π=6.28m/s在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心距=810mmd1+d2×（）初定中心距a0=1.5（d1+d2）/2+（d2-d1）2/4a0πL0=2a0+810+3.14（140+400）+（400-140）2/4=2××450=3336.46mmLd=3550mm）（P1438-5选取相近的根据课本[3]表距中心定确a≈a0+（Ld-L0）/2=810+（3550-3336.46）/2=916.77mm（4）验算小带轮包角-d1）/a

α-57.31=180··×（d2

PW=4.07kw=43.07TⅠm.NT2=132.11m.N

=129.56TwmN.Tm=54.71m.N

计算及说明结果

=180·-57.3·×（400-140）/916.77

·>120（适用）=163.75·

）确定带的根数（5

，查课本n1.据d1和单根V带传递的额定功率

得P0=2.08KW，[3]P151图8-6Pc=5.681KW

由课本[3]式（8-17）得传动比

d1=140mm

）=400/140（1-0.02）=2.92

εi=d2/d1（1-

8-3得K，得α=0.95；查[3]表[3]查表8-8

d表[3]8-7得KL=1.09，查2=400mm

o=0.3KW△P

V=6.28m/sKL]o）KZ=PC/[（Po+△Pα

=5.681/[（2.08+0.3）

1.09]

××0.95

a0=810mm

）

根3=2.31（取

计算轴上压力（6）

L=3336.46mm0由课本查得，表[3]由课本8-2q=0.,17kg/m，

a=916.77mm[3]）单根8-32式（V带的初拉力：

计算及说明结果

F0=500PC/ZV[2.5/Ka-1]+qV2

α1=163.75·

=500x5.681/3x6.28[（2.5/0.95-

1）]+0.17x39.4384

=252.69N

P0=2.08KW

FQ

则作用在轴承的压力

i=2.92传动比1/2）

FQ=2ZF0sin（α

/2）·=2×3×252.69sin（163.75△Po=0.3KW

=291.55N

Z取3根

2、齿轮传动的设计计算

）选择齿轮材料与热处理：

所设计齿轮传动属1（

于闭式传动，通常F0=252.69N

，选用价格便5-5表齿轮采用软齿面。

查阅表[3]

钢，调质，宜便于制造的材料，小齿轮材料为45

钢，正火处45；大齿轮材料也为齿面硬度260HBS

F=291.55NQ215HBS理，硬度为；

精度等级：

运输机是一般机器，速度不高，查阅

5-4表[3]表8，故选级精度。

计算及说明结果

按齿面接触疲劳强度设计

（2）

d1≥由

H]2）1/3φdu[σ（6712×kT1（u+1）/

=4

i齿确定有关参数如下：

传动比

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=Z1=20

4×20=80取Z2=80

Z2=80

根据工作条件，选取载荷系数为K=1.3

由课本[3]表5-8取φd=1.1T1=43074.48Nm

T1

转矩（3）

P1/n110××T1=955010×10×

××1010××10=9550

4.37/960=43472.4Nm

K=1.3（4）根据工作条件，选取载荷系数为

2、齿轮传动的设计计算

）选择齿轮材料与热处理：

所设计齿轮传动属于（1910N1=1.3824×闭式传动，通常8

10N2=3.456×

，选用价格便宜齿轮采用软齿面。

查阅表表[3]5-5

钢，调质，齿面便于制造的材料，小齿轮材料为45

计算及说明结果

钢，正火处理，硬；大齿轮材料也为45硬度240HBS

度为200HBS；

精度等级：

运输机是一般机器，速度不高，查阅表

[3]表5-4，故选8级精度。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

d≥43.85mm1Ｚ（Ｚ）（u+1/u）由d≥[（2KT/φE11d

21/3

]）σ/[]HH

=4

i齿确定有关参数如下：

传动比m=2.5mm

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=

Z2=80

4×20=80取

根据工作条件，选取载荷系数为K=1.3

由课本[3]表5-8取φ=1.1d

T1

转矩（3）

T1=9550×10×10×10×P1/n1

=9550×10×10×10×4.33/960=430

74.48Nm

标准齿（4）根据工作条件，选取载荷系数为K=1.3,

=2.5

轮Ｚd1=50mmHd2=200mm

计算及说明结果

=188

查得材料的影响系数Ｚ[3]表5-7（5）由课本E

1／2

MpaF=1772.98N

1（5）许用接触应力[σH]，由课本[3]图5-28查得：

=600Mpaσσ=550Mpa

Hlim2Hlim1

（6）应力循环次数：

σ=72.75Mpa

F1按一年300个工作日，每班8h计算，由课本[3]

公式（5-16）N=60njL计算h

N1=60×960×1×2×8×300×5=1.3824σ=65.88Mpa

F29×10

8

9/4=3.456×10=1.3824×10N2=N/i齿1

（7）查[3]课本图5-26中曲线1，得K=1.0，HN1

K=1.05

HN2

（8）接触疲劳许用应力

课本，，失效率为1%由[3]S=1.0取安全系数得：

式5-15

/S=600x1/1=600Mpa[σ]=KσHlim1HN1H1

/S=550x1.05/1=577.5Mpa

][σσ=KV=2.512m/sHlim2H2HN2故得：

计算及说明结果

中较小值σ]d（9）计算小齿轮分度直径，带入[H1

1/32d≥[（2KT/φ）（u+1/u）（ＺＺ/[σ]）]HEd1H1

=[（2×1.3×43074.48/1.1）（5/4）

1/3

2]（2.5×188/577.5）

=43.85mm

d=35mm=43.85/20=2.19mmm=d/Z模数：

11

m=2.5mm表5-1，取模数由课本[3]

d=mZ=2.5×20=50mm11

F=3.09Nt校核齿根弯曲疲劳强度（10）

F==1.12N，差得弯曲疲劳寿命系数和应力修5-6表由课本[3]r正系数：

T==132108N=1.77

=2.22Y；Y=1.55=2.8YYSa2Sa1Fa2Fa1

得弯曲疲劳寿命图[3]5-25由应力循环次数查课本F=1321.08Nt系数：

F=480.83Nr=0.9

K=0.85KFN2FN1两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别[3]由课本图5-27

为：

=380Mpa

σσ=500MpaFE2FE1

计算及说明结果

由S=1.4，计算弯曲疲劳强度，取弯曲疲劳安全系数

得：

课本[3]式5-15

/S=0.85×500/1.4=303.57]=Kσ[σFE11FN1F

Mpa

K=σ/S=0.9×380/1.4=244.29[σ]FE22FFN2

Mpa

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×80mm=200mm

计算圆周力：

=2TF/d=2×43074.48/50=1772.98N111

计算轮齿齿根弯曲应力

=1.1×50=55dB=φd1L==96mm2得：

[3]5-20由课本

Y/Bm）Yσ=（KFSa1

Fa1F1t

=（1.3×1772.98/55×2.5）×2.8×1.55

303.57Mpa=72.75Mpa＜

2Y=（KFσ/Bm）YSa1

F2tFa1

=（1.3×1772.98/55×2.5）×2.22×1.77

计算及说明结果

F=1.32Nt244.29Mpa＜=65.88Mpa

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（10）齿轮几何参数计算：

F=0.24NAYF0.66NAZ=P=πm=3.14×2.5=7.85mm

os20°=7.38mmcP=Pcosa=7.85×M=11.52NmC1bM=31.68NmC2*×2.5=2.5mm=hhm=1aa

**h）m=（1+0.25）×2.5=3.125mm=（h+cafM==21.6NmC=dd+2h=50+2×2.5=55mma1a1

=200+2×2.5=205mm+2h=ddaa22

M=26421.6Nmec=dd2×3.125=43.75mm=50--2hff11m

=dd=200--2h2×3.125=193.75mmff22σ=2.89MPae）/2=2.5×（20+80）/2=125mma=m（z+z21

V

（10）计算齿轮的圆周速度

n1d1/60×1000=3.14×960×50/60×10V=π

00=2.512m/s

＜V6m/s级精度合适．8，故取

计算及说明结果

七、减速器轴的设计计算

从动轴设计

确定许用应力、选择轴的材料1

d=22mm可知表[3]11-1选轴的材料为45号钢，调质处理。

查

得

T==43074Nmm

s=360Mpa,

σ=650Mpa,σb

=60Mpa

-1][σbF=1723NtF=627Nr查[3]，由式C=12611-2得：

表11-3，取

3、1/31=30.25mm=126×（4.15/300）d≥C（P/n）

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，应将该

取标3%轴断直径增大，d=30.25×1.03=31.2mmm，即d=35mm准直径得

齿轮所受的转矩：

66×4.15/300=13P/n=9.55×10T=9.55×10

2108Nmm

、齿轮作用力2F=1.72Nt求圆周力：

F=0.63Nr200=1321.08N

F=2×132108/=2T/d2t2

计算及说明结果

求径向力：

F=F=0.315NBYAX。

=480.83N×tan20α=1321.08F=FtanF=F=0.86NBZAZtr

、轴的结构设计3M=15.75NmC1需要考虑轴系中相配零件的轴结构设计时，

M==43NmC2尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结

构草图。

M=29.375NmC

、联轴器的选择

（1）M=17229.65Necm

可得联轴[2]可采用弹性柱销联轴器，查表9.4

σ=6.38Mpa-85联轴器：

35×82GB5014器的型号为HL3e

2）、确定轴上零件的位置与固定方式（

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴

承对称布置在齿轮两边。

轴外伸端安装联轴器，齿

轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定L=24000hh，轴通过两端轴承盖位，靠过盈配合实现周向固定

实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位

F=F=1748.5N（）3、确定各段轴的直径r2r1

与联轴器相d=35mm将估算轴d作为外伸端直径1．

计算及说明结果

配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直

考虑装拆=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，d径为2F=F=1101.6a2a1N，取方便以及零件固定的要求，装轴处d应大于d23

应大d=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d43

右端用=50mm于d，取d。

齿轮左端用用套筒固定,43还应满d,轴环直径满足齿轮定位的同时,轴环定位5

右根据选定轴承型号确定.足右侧轴承的安装要求,

=45mm.

取d端轴承型号与左端轴承相同,6

代号初选深沟球轴承,[1]P270（4）选择轴承型号.由

D=52,轴承宽度:

B=19,安装尺寸为6209,查手册可得P=4294.3N=52mm.d故轴环直径5

（5）确定轴各段直径和长度

50mmL=35mmdⅠ段：

长度取11=40mm

d段：

II2

深沟球轴承，其内径为5×9=45mm,宽度初选用6209L==219311hH轴承端面和箱体为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，

，通过密封盖20mm内壁应有一定距离。

取套筒长为

轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体

，外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm

故2mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小II段长：

计算及说明结果

=96mm

）（2+20+19+55L=2

-2=50-2=48mm=LIII段：

d=45mmL133

=50mm

Ⅳ段：

d4

F=F=1045.18r2r1长度与右面的套筒相同，即

=20mm

L4

=19mm

L长度Ⅴ段：

d=52mm.55

F=F=658.46a2a1L=96mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距N

（6）按弯矩复合强度计算

d=200mm①求分度圆直径：

已知

②求转矩：

已知T=132.11m.N③求圆周力：

200=1.32N=2T/Fd=2×132.11/t④求径向力Fr0=0.48N

=1.32tan=FFα×tan20tr

LA=LB=48mm⑤因为该轴两轴承对称，所以：

P=2566.9N

主动轴的设计确定许用应力、选择轴的材料1

可知：

表调质处理。

查[2]13-1号钢，选轴的材料为45

σ=650Mpa,σ=360Mpa,

sb

计算及说明

结果

可知：

查[2]表13-6]=102Mpa,+1]=215Mpa[σ[σ0b-1]=60Mpa

[σ、按扭转强估算轴的最小直径2单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

1/3d≥C（P/n）C=12613-5可得，45钢取查[2]表1/3mm=20.81m则d≥126×（4.33/960）d=22mm

考虑键槽的影响以系列标准，取、齿轮上作用力的计算3齿轮所受的转矩：

6643074N×4.33/960=T=9.55×10P/n=9.55×10齿轮作用力：

43074/50N=1723N圆周力：

F=2T/d=2×t00=627N=1723tan20=F×tan20径向力：

Ftr确定轴上零件的位置与固定方式

L==219311h

H

计算及说明

结果

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。

齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，确定轴的各段直径和长度4.30mm,

6206深沟球轴承，其内径为初选用宽度为16mm.。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面，则与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm。

36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm该段长

（2）按弯扭复合强度计算d=50mm①求分度圆直径：

已知T=43.07Nm②求转矩：

已知F：

③求圆周力t43.07/50=1.72N

F=2T/d=2×t④求径向力F：

r0=0.63N

F×tan=1.72αtan=F20tr⑤∵两轴承对称

计算及说明

结果

∴LA=LB=50mm从动八、减速器滚动轴承的选择及寿命计算轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L=5×300×2×8=24000hh:

6209,

由初选的轴承的型号为宽度D=85mm,可知:

d=55mm,外径表查[1]14-19基本静载荷=31500N,