机械设计课程设计——带式运输机.doc

西南科技大学城市学院课程设计目录目录1第一章 课程设计题目51.1 设计带式运输机51.2 运动简图51.3 原始设计数据51.4 工作条件5第二章 总体设计72.1 电动机的选择。72.1.1 电动机型号选择：72.1.2 工作所需功率：72.1.3 电动机所需功率：72.1.4 电动机转速的选择：72.2 传动比分配82.3 传动装置的运动和动力参数82.3.1 各轴的转速计算82.3.2 各轴输出功率计算82.3.3 各轴输入转矩计算9第三章 传动零件设计103.1 V带的设计与计算103.1.1 确定计算功率Pca103.1.2 选择V带的带型103.1.3 确定带轮的基准直径dd1103.1.4 验算带速v103.1.5 计算大带轮的直径103.1.6 确定V带的中心距a和基准长度Ld103.1.7 计算V带根数Z113.1.8 计算单根V带的初拉力的最小值。113.1.9 计算轴压力Fp113.1.10 带轮设计113.1.11 V带传动的主要参数113.2 高速级齿轮传动设计123.2.1 选定高速齿轮类型，精度等级，材料及齿数123.2.2 按齿面接触强度设计123.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计143.2.4 几何尺寸的计算153.2.5 修正计算结果163.2.6 高速级齿轮的参数173.2.7 高速大齿轮结构参数173.3 低速级齿轮传动设计183.3.1 选定低速级齿轮类型，精度等级，材料及齿数183.3.2 按齿面接触疲劳强度设计183.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计203.3.4 几何尺寸的计算213.3.5 修正计算结果223.3.6 低速级齿轮的参数233.3.7 低速大齿轮结构参数23第四章 轴的设计254.1 轴的材料选择和最小直径估算。254.1.1 高速轴：254.1.2 中间轴：254.1.3 低速轴：254.2轴的结构设计254.2.1 高速轴254.2.2 中间轴264.2.3 低速轴264.2.4 细部机构设计27第五章 轴的校核285.1 中间轴上作用力的计算285.2 支反力的计算285.2.1 垂直面受力295.2.2 水平支反力295.2.3 垂直平面内转矩295.2.4 计算、绘制水平面弯矩图：29第六章 键的选择和校核316.1 高速轴大带轮处键的校核316.2 中间轴键的校核316.2.1 高速级大齿轮处键316.2.2 低速级小齿轮处键316.3 低速轴键校核326.3.1 低速级大齿轮处键326.3.2 低速轴联轴器处键32第七章 滚动轴承的选择和校核337.1 高速轴的轴承校核337.1.1 轴承受力图如图337.2.2 计算当量动载荷337.2.3 验算轴承的寿命337.2 中间轴的轴承校核347.2.1 轴承受力图347.2.2 计算当量动载荷347.2.3 验算轴承的寿命347.3 低速轴的轴承校核357.3.1 轴承受力图如图357.3.2 计算当量动载荷357.3.3 验算轴承的寿命35第八章 联轴器的选择与校核368.1 联轴器的选择368.2 校核联轴器36第九 章箱体设计37第十章 润滑、密封的设计3810.1 润滑3810.2 密封38第十一章 总结39参考文献40第一章 课程设计题目1.1 设计带式运输机 采用二级直齿减速器。1.2 运动简图 图1-11.3 原始设计数据表1-1题 号参 数12345678910运输带工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56运输带工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滚筒直径D（mm）400450400400400450450450450450每日工作时数T（h）16161616161616161616使用折旧期（y）8888888888 根据学号选取第组数据。1.4 工作条件 （1）、工作情况：传动不逆转，载荷平稳允许运输带速度误差为5%； （2）、滚筒效率：j=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，最高环境温度35C； （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； （6）、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。第二章 总体设计2.1 电动机的选择。2.1.1 电动机型号选择： 根据动力源和工作条件，选用Y型三相异步电动机。2.1.2 工作所需功率：2.1.3 电动机所需功率： 通过查机械设计课程设计手册表1-7确定各级传动的机械效率，V带，8级精度齿轮，联轴器，轴承。 总效率 故电动机所需 由表课程设计手册12-1选取电动机额定功率为11kw。2.1.4 电动机转速的选择： 电动机常用转速1000r/min，1500r/min和3000r/min 滚筒的工作转速 D为滚筒直径。 总传动比，其中为电动机满载转速。由表课程设计手册12-1查得相关数据得出下表2-1表2-1方案电动机型号额定功率 /kw同步转速r/min满载转速r/min传动比AY160L-611100097010.687BY160M-4111500146016.085CY160M1-2113000293032.285 由课程设计手册表1推荐传动比合理范围。 取V带转动比i1=24，二级圆柱直齿减速器传动比i2=840。则总传动比合理范围Id=16160。为了合理分配传动比及传动装置结构紧凑故选用方案C。2.1.5 电动机的型号确定 根据电动机的功率和转速选用电动机型号Y160M1-2，由表课程设计手册12-9电动机中心高H=160mm外伸轴直径D=48mm，外伸轴长度E=110mm。2.2 传动比分配 根据选择的电动机型号可知总传动比Ia=32.285 选择V带传动比i1=2.5 减速器的传动比 高速齿轮传动比 低速齿轮传动比2.3 传动装置的运动和动力参数2.3.1 各轴的转速计算nm=2930r/min2.3.2 各轴输出功率计算 2.2.3 各轴输入转矩计算 各轴运动及动力参数如下表2-2表2-2轴号转速r/min功率kw转矩传动比029308.6828.291111728.33367.9012.52286.0638.002267.1404.097390.7647.684808.4943.152490.7647.531792.3961第三章 传动零件设计3.1 V带的设计与计算3.1.1 确定计算功率Pca 查表机械设计8-7，取工作情况系数KA=1.2 则Pca=KAPd=1.28.68kw=10.416kw3.1.2 选择V带的带型 由Pca=10.416kw nm=2930r/min选用B型V带。3.1.3 确定带轮的基准直径dd1 由表8-6，8-8取小带轮的基准直径dd1=1253.1.4 验算带速v 按公式验算速度 因为5m/svd，所以该轴是安全的。 弯矩及轴的受力分析图如下： 图5-2第六章 键的选择和校核根据上面细部机构设计 查机械设计课程设计手册表4-1 (GB 1096-79)得： 高速级大带轮处键 bhL=8750 (t=4.0,r=0.2) 高速级大齿轮处键 bhL=14940 (t=5.5,r=0.3) 低速级小齿轮处键 bhL=149100 (t=5.5,r=0.3) 低速级大齿轮处键 bhL=221490 (t=9.0,r=0.5) 低速轴外伸轴段 bhL=1610125 (t=6.0,r=0.3) 均采用A型键。6.1 高速轴大带轮处键的校核。 键的工作长度l=L-b=50-8=42mm 键的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm 传递的转矩T=T1=67.901 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故高速轴上的键强度足够。6.2 中间轴键的校核。 6.2.1 高速级大齿轮处键 键的工作长度l=L-b=40-14=26mm 键的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm 传递的转矩T=T2=267.140 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故高速级大齿轮处键强度足够。6.2.2 低速级小齿轮处键 键的工作长度l=L-b=100-14=86mm 键的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm 传递的转矩T=T2=267.140 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故低速级小齿轮处键强度足够。6.3 低速轴键校核6.3.1 低速级大齿轮处键 键的工作长度l=L-b=90-22=68mm 键的接触高度k=0.5h=0.514=7mm 传递的转矩T=T3=808.494 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故低速级大齿轮处键强度足够。6.3.2 低速轴联轴器处键 bhL=1610125 (t=6.0,r=0.3) 键的工作长度l=L-b=125-16=109mm 键的接触高度k=0.5h=0.510=5mm 传递的转矩T=T3=808.494 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故低速级联轴器处键强度足够。第七章 滚动轴承的选择和校核根据上面细部结构设计 根据各轴的实际安装情况选取滚动轴承（GB/T 276-94）如下： 高速轴：滚动轴承选取 6306：dDB=307219 Cr=27.0kN C0r=15.2kN 中间轴：滚动轴承选取 6307：dDB=358021 Cr=33.2kN C0r=19.2kN 低速轴：滚动轴承选取 6313：dDB=6514033 Cr=93.8kN C0r=60.5kN 均采用过度配合。7.1 高速轴的轴承校核 7.1.1 轴承受力图如图7-1 经过计算得： F1=557.34N F2=1754.94N图7-17.1.2 计算当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击）由表13-6查得载荷 系数7.1.3 验算轴承的寿命 因为P2P1 所以，只需验算轴承2，根据四年一大修的要求，故决定 轴承预期寿命为4年。 查表13-4 取温度系数，由机械设计319页查得 故此轴承寿命复合设计要求。7.2 中间轴的轴承校核 7.2.1 轴承受力图 如图：7-2 经过计算得： F3=1572.46NF4=4141.35N 图7-27.2.2 计算当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击）由表13-6查得载荷 系数7.2.3 验算轴承的寿命 因为P4P3 所以，只需验算轴承4，根据四年一大修的要求，故决定轴承预期寿命为4年。 查表13-4 取温度系数，由机械设计319页查得 故此轴承寿命复合设计要求。7.3 低速轴的轴承校核 7.3.1 轴承受力图如图7-3图7-3经过计算得： F5=3356.14NF6=1908.39N7.3.2 计算当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击）由表13-6查得载荷 系数7.3.3 验算轴承的寿命 因为P5P6 所以，只需验算轴承5，由于此轴承为低速级轴承，故可将寿命设计为整体寿命8年。 查表13-4 取温度系数，由机械设计319页查得 故此轴承寿命复合设计要求。第八章 联轴器的选择与校核8.1 联轴器的选择 减速器低速轴与工作机轴联接用的联轴器，由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一底座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此常选用无弹性元件的挠性联轴器。这里根据细部机构设计初步选择选择GICL3联轴器课程设计手册表8-3 A型键 bhL=1610125 (t=6.0,r=0.3)8.2 校核联轴器 由于机器启动时的动载荷和运转中可能出现过载现象，所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩Tca。计算转矩按下式计算, 式中T为公称转矩，KA为工作情况系数。为联轴器的许用转矩查表机械设计表14-1根据要求取工作情况系数KA=1.5 且转速，故此联轴器复合设计使用要求。第九 章箱体设计表9-1名称符号尺寸大小/mm箱座壁厚15箱盖壁厚15箱座凸缘厚b20地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数量n6轴承上下盖联结螺钉直径d1M10箱盖与箱座联结螺栓直径d2M12轴承端盖直径d3M6窥视孔盖连结螺钉直径d4M6定位销直径dM8大齿轮齿顶圆到箱体壁距离L132.7漏油螺栓直径d5M12箱体外壁到轴承端面距离L254箱体盖吊耳宽度L330上下箱体顶起螺栓直径d6M8第十章 润滑、密封的设计10.1 润滑 （1） 减速器齿轮选用油池浸油的方式润滑。把齿轮浸到油中，通过齿轮传动，将池中的油带入啮合处进入润滑，同时也甩到箱壁上有助于散热。润滑时，浸油高度为高速齿轮的0.7个齿高； （2） 滚动轴承转速都不高，于是轴承的润滑采用脂润滑。10.2 密封 为了防止泄漏，减速器的箱盖与箱体结合处和外伸轴处必须采用合适的密封措施。箱体与箱盖的密封可以通过改善结合处的粗糙度，一般小于或等于6.3。另外就是联结箱体与箱盖的螺栓之间的距离不宜太大，安装时必须把螺栓拧紧。第十一章 总结 通过这次课程设计，使我更加深入了解机械设计这门课程。机械设计不仅仅是一门课，我们必须通过理论结合实践，深入的了解其中的概念和设计过程，这样我们不但学到了理论知识，而且有助于提高我们的综合能力。这次设计不但涉及到我们学过的机械原理、机械设计、理论力学、材料力学等知识，还设计到我们学过的公差配合的知识。CAD制图， 可见，课程设计是一项广泛综合的课程，单单靠教材学到的知识是远远不够，于是我们很有必要多涉猎课外相关知识。令我们体会最深的莫过于说明书与图纸的格式必须都按照相关要求做，容不得丝毫马虎。参考文献1 吴宗泽，罗圣国. 机械设计课程设计手