《机械设计课程设计》带式输送机说明书

1、目录一前言.11.作用及意义12.传动方案规划1二、电机的选择及主要性能参数计算.21. 电动机的选择22.传动比的确定 .23.计算传动装置的运动和动力参数.2三.结构设计（一）齿轮的计算闭式.41. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数.42. 按齿面接触疲劳强度设计43.按齿根弯曲强度计算64.几何尺寸计算75.结构设计及绘制齿轮零件图.7（二）齿轮的计算开式1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数.82. 按齿面接触疲劳强度设计.83.按齿根弯曲强度计算.104.几何尺寸计算.11（三）轴与轴承的选择和计算轴的设计轴1.轴上功率，转速，转矩.122.求作用在齿轮上的.123.初步确定轴的

2、最小直径124.轴的结构设计.125.求轴上的载荷.136.按弯矩合成应力校核轴的强度.15轴1.轴上功率，转速，转矩.162.求作用在齿轮上的.163.初步确定轴的最小直径.164.轴的结构设计.165.求轴上的载荷.176.按弯矩合成应力校核轴的强度.18(四)带及带轮的设计计算一、前言1.作用及意义机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

3、本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了三级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为直齿圆柱齿轮减速器，第三级传动为开式齿轮传动。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之。本设计采用的是二级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力2.传动方案规划原始数据参数题号2输出轴功率P/KW4输出轴转速n

4、/min38传动工作年限/a10每日工作班数1工作场所矿山批量大批二、电机的选择及主要性能参数计算1. 电动机的选择（1）电机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。（2）电动机功率的选择确定各个部分的传动效率为：带传动效率1，滚动轴承效率（一对）2，闭式齿轮传动效率3，开式齿轮传动效率4。所需电动机功率PdPd = *W= 1*23*3*4= 0.96*0.993*0.97*0.92= 0.83Pd = = = 4.82 KW(3) 确定电动机的转速根据输出轴为38r/min，按推荐的合理传动比范围，取V带传动比i1 = 24,单级齿轮传动比i2 =

5、 925，则合理总传动比范围为 i =18100，故电动机转速可选范围为nd = i w =（18100）*38 =6843800r/min由附表8.1查得故选 Y132M2-62.传动比的确定(1)总传动比为 i = = =25.26 (2)分配传动比带传动传动比为:：2减速器的传动比为：3开式齿轮传动传动比为：4.213.计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速n = = = 480r/minn = = = 160r/minn = = =38r/min2.各轴的输入功率P = Pd * 01 = 4.82 * 0.96 = 4.63 KWP = P *12 = 4.63 * 0.99 *0

6、.97 = 4.45 KWP = P * 2 *4 = 4.45 *0.99 *0.92 =4.05 KW3.各轴的转矩Td = 9550 * = 9550 * =47.95 NMT = Td * i0 01 = 47.95 * 2 * 0.96 = 92.06 NM T = T * i1 *12 = 92.06 * 3 * 0.99 * 0.97 = 265.22 NMT = T * i2 *23 = 265.3 * 4.21 * 0.99 * 0.92 = 1016.98 NM将以上算得的运动和动力参数列表如下轴名参 数电动机轴轴1轴2轴3转速n(r/min)96048016038功率P(

7、kW)4.824.634.454.05转矩T(Nm)47.9592.06265.221016.98传动比i234.21效率0.960.950.95三.结构设计（一）齿轮的计算闭式1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择由表10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用40Cr（调质），硬度280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度240HBS，二者材料硬度差40HBS。由表10-4选择齿轮精度8级。取小齿轮齿数 24,则大齿轮齿数3*2472，取72。2. 按齿面接触疲劳强度设计(1)确定公式内的各计算值。1）式选载荷系数 K

8、t =1.32）小齿轮传递的转矩 92060NMM3）由表10-7，选取齿宽系数4）由表10-6，得 材料的弹性影响系数5）由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6）计算应力循环次数N1 =60 * n1 * j * Lh =60 * 480 * 1 * 8 * 300 * 10= hN2= = h7) 图10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数KHNI = 0.93；，8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，H1= = = 558(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值。= 64.06mm2）计算圆周速度 VV = =

9、 = 1.62m/s3）计算齿宽b = dd1t = 1 * 64.06 = 64.06mm4) 计算齿宽与齿高之比 模数mt = = = 2.67mm齿高h = 2.25mt = 2.25 * 2.67 = 6mm= = 10.685) 计算载荷系数根据V = 1.62m/s ，8级精度，由图10-8查得动载系数KV = 1.16直齿轮 ,查表10-2得 KA = 1.25，查表10-4，8级精度，小齿轮相对支撑对称布置时，KH = 1.35。由= 10.68，KH = 1.35查图10-13得KF =1.29 故载荷系数 K = KA KV KH KH= 1.25 * 1.16 * 1 *

10、 0.35= 1.95756) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 = d1t = 64.06 * = 73.42mm7)计算模数 mm = = = 3.059mm故取m = 3mm. 3.按齿根弯曲强度计算(1)1）由图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.95，KFN2 = 0.983) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4.F1 = = = 339.29MpaF2 = = = 266Mpa4)计算载荷系数 KK = KAKVKFKF = 1.25 * 0.16 * 1 * 1.29= 1.

11、87055) 查取齿形系数：,YFa2 = 2.2366）取应力校正系数YSa1= 1.58, YSa2= 1.7547)计算大、小齿轮的并加以比较= = 0.01234= = 0.01474大齿轮的数值大（2）设计计算m = 2.066mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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，可取弯曲疲劳强度算得的模数2.066，并圆整为标准值3mm。算出小齿轮齿数Z1 = =25大齿轮齿数Z2= 3 * 25 = 754.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径

12、（2）d1 = Z1m1= 25 * 3 =75mmd2 = Z2m1 =75 * 3 = 225mm（2）计算中心距a= =150mm(3)计算齿轮宽b= dd1 = 1 * 75 =75mm取B1= 80mm B2= 75mm5.结构设计及绘制齿轮零件图（二）齿轮的计算开式1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择由表10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用QT600-2（常化），硬度280HBS，大齿轮选用QT500-5（常化），硬度240HBS，二者材料硬度差40HBS。由表10-4选择齿轮精度8级。取小齿轮齿数 1

13、8,则大齿轮齿数4.21*1876，取76。2. 按齿面接触疲劳强度设计(1)确定公式内的各计算值。1）式选载荷系数 Kt =1.32）小齿轮传递的转矩NMM3）由表10-7，选取齿宽系数4）由表10-6，得 材料的弹性影响系数5）由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6）计算应力循环次数N1 =60*n1*j*Lh=60*160*1*8*300*10=hN2=N14.21=.21=h7)图10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数KHNI=0.95；，8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，H1=0.956201=589Mpa(2)计算1

14、)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值。=2.3231.3.64.21+14.21(173.9548.8)2mm=96.25mm2）计算圆周速度 VV =d1tn601000=3.1496.25160601000=0.81m/s3）计算齿宽b = dd1t =0.696.25=57.75mm4) 计算齿宽与齿高之比 模数mt = =96.2518=5.4mm齿高h = 2.25mt = 2.255.4=12.015mm=57.7512.015=4.81mm5) 计算载荷系数根据V =0.81m/s ，8级精度，由图10-8查得动载系数KV =1.04直齿轮 ,查表10-2得 KA = 1

15、.25，查表10-4，8级精度，小齿轮相对支撑对称布置时，KH=1.389。由=4.81，KH =1.389查图10-13得KF =1.28故载荷系数 K = KA KV KH KH= 1.25 * 1.04* 1 *1.389=1.816) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 = d1t =96.2531.811.3=107.47mm7)计算模数 mm = =107.4718=5.97mm故取m =6mm. 3.按齿根弯曲强度计算1）由图10-20(a)得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.95，KFN2 = 0.98

16、3) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4.F1 = =0.953401.4=230.7MpaF2 = =0.983301.4=231Mpa4)计算载荷系数 KK = KAKVKFKF =1.25*1.04*1*1.28=1.6645) 查取齿形系数：,YFa2 =2.2126）取应力校正系数YSa1=1.55, YSa2=1.7747)计算大、小齿轮的并加以比较= 2.81.55230.7 =0.0188= 2.2121.=0.0169大齿轮的数值大（2）设计计算m321.6640.01880.5202=4.36mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳

17、强度计算的模数，由于齿轮模数m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，可取弯曲疲劳强度算得的模数4.36mm，并圆整为标准值6mm。算出小齿轮齿数Z1 = =107.47618大齿轮齿数Z2=4.2118=75.78取Z2=764.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）d1 =Z1m1=186=108mmd2 = Z2m1 =766=456mm（2）计算中心距a=108+4562=282mm(3)计算齿轮宽b= dd1 =0.6108=282mm取B1=70mm，B2=70mm（二）轴与轴承的选择和计算轴的设计轴1.轴上功率，转速，转

18、矩P= 4.63KWn =480r/minT= 92060NM 2.求作用在齿轮上的d1= Z1m1= 25 * 3=75mmFt= = =2455NFr= Ft1tan= 2455 * tan20=89305NFn= = = 2612.6N3.初步确定轴的最小直径选用材料为45钢，经调质处理，根据查表15-3，取A0=112dmin= A0= 112 * = 23.84mm故取d= 26mm4.轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足带轮的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取d=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡

19、圈直径D= 33mm。带轮与轴配合的轮毂的长度L2=52mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴端面上，故轴段的长度应比L2略短些，现取l= 50mm2)初步选择滚动轴承因轴承只受径向力作用，故选单列向心球轴承。参照工作要求并根据d=30 mm，选6307。则d = d35mm，而l = 23mm.右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得6307 型轴承的的定位轴肩高度h = 4.5mm，因此，取d = 44mm。3)取安装齿轮处的轴段的直径d = 40mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l =

20、76mm，齿轮右端采用轴环定位，轴肩高度h0.07d，故取h = 4mm，则轴环处的直径d = 48mm，轴环宽度b 1.4h，取l = 10mm4)根据计算轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离l = 30mm，故取 l = 50mm。5)取齿轮距离箱体内壁的距离a = 16mm轴承应距箱体内壁一段距离s，取s = 8mm已知轴承宽度T = 21mm则，l = 49mm，根据支承对称l = 33mm至此已初步确定了轴的各段直径和长度。5.求轴上的载荷从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C

21、处的MH、MV、M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH2=2812.8NFNV1=446.75NFNH2=659NFNV2=446.75N弯矩MMH1=86591.79NmmMV=34176.37NmmMH2=.4Nmm总弯矩MM1=86591.79Nmm M2=.76Nmm扭矩TT=92060Nmm6.按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩的截面的强度。根据上表数据以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力。ca=M2+(T)2W=.762+(0.692060)20.2403=22.46Mpa前已选定轴的材料为45刚，调质处理，

22、由表15-1查得-1=60Mpa，因此ca0.07d，故取h =5mm，则轴环处的直径d=60mm，轴环宽度b1.4h，取l=9mm4)根据计算轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离l =28mm，故取 l=48mm。5)取齿轮距离箱体内壁的距离a = 16mm轴承应距箱体内壁一段距离s，取s = 8mm已知轴承宽度T = 24mm则，l=4mm，根据支承对称l=55mm至此已初步确定了轴的各段直径和长度。5.求轴上的载荷（1）作用在三轴上的力D3=m1Z3=618=108mmFt=2Td3=2=4911.48NFr=Ft

23、tan=1787.6NFn=Ftcos=4911.48cos20=5226.79N（2）从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV、M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH2=1978.63NFNV1=720NFNH2=9247.61NFNV2=1787.6N弯矩MMH1=.5NmmMV1=55440NmmMH2=.5NmmMV=Nmm总弯矩MM1=Nmm M2=Nmm扭矩TT=Nmm6.按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩的截面的强度。根据上表数据以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力。ca=M2+(T)2W=.762+(0.692060)20.2403=22.46Mpa前已选定轴的材料为Cr40，调质处理，由表15-1查得-1=70Mpa，因此ca-1,故安全。(四)带及带轮的设计计算1.确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数KA = 1.1Pca = KAP