机械设计基础课程设计说明书

1、课程设计说明书 课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 专 业： 包装工程 班级： 包工1101学生姓名: 学 号: 指导教师: 湖南工业大学科技学院教务部 制2013年 6 月 28 日1. 设计数据及要求运输带的工作拉力:；运输带的工作速度：；卷筒直径：。本设计为降速传动，同时将电动机的输出的转矩升高。又由上运动简图可知，本设计中的机械为二级传动机械，其中第一级为带传动（存在一定误差），第二级为齿轮传动（精度较高，可调整误差）。故在选定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配，以达到最佳传动效果。1.1 工作条件：工作条件，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使

2、用期限10年，小批量生产。两班制工作，运输带速度允许误差为5。1.2 其他设计要求：传动装置简图：如图1-1所示。图112. 总体设计2.1 确定传动方案：根据设计任务书的要求和工作条件，初步选定传动方案为带式输送机传动装置。2.2 选择电动机：电动机已经标准化、系列化。应按照工作的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型、功率和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。2.2.1 确定电动机的类型根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采用y型三相异步电动机（全封闭结构），其结构简单，起动性能好，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、

3、无特殊要求的场合。另外，根据此处工况，采用卧式安装。2.2.2 确定电动机的功率工作机构所需要的电动机输出功率为：式中 工作机构所需要输入功率，即指运输带主动端所需功率，； 电动机至工作机构主动端之间的总效率。工作机构所需功率：式中 工作机构的工作阻力，； 工作机构卷筒的线速度，； 工作机构的效率。所以由传动装置简图分析可知：带传动效率； 齿轮的轴承的效率；齿轮传动的效率； 联轴器的效率；卷筒的轴承的效率； 卷筒的工作效率。由电动机至工作机构之间的总效率（包括工作机构效率）为查【2】表9.4得：； ； (初选齿轮为八级精度）； ； 。则有（减速器内部有两对轴承，其机械效率相同，均为）。所以2.

4、2.3 确定电动机的转速式中 电动机可选转速范围；分别为各级传动机构的合理传动比范围。卷筒轴的工作转速为按推荐的合理传动比范围，取带传动的传动比，单级齿轮传动比，则合理总传动比的范围，故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有、。再根据计算出的功率，由【2】附表2.1查出有三种适用的电动机型号。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知，方案2适中，比较适合，则选。2.2.4 确定电动机的型号根据上述确定的电动机类型，电动机功率，电动机转速，选定电动机型号为，所选电动机的额定功率，满载转速，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和

5、安装尺寸如下表所示。表1. 所选用电动机的相关参数。电动机型号额定功率电动机转速总传动比同步转速满载转速2.3计算传动装置的总传动比，分配各级传动比电动机选定后，根据电动机的满载转速和工作机构主动轴的转速，即可求得传动装置的总传动比为在多级传动中，传动装置的总传动比又是各级串联传动机构传动比的连乘积，应为2.3.1 计算传动装置的总传动比已选定电动机型号为，满载转速为。2.3.2 分配传动装置的各级传动比式中 分别为带传动和减速器的传动比。为使带传动外廓尺寸不致过大，取。则2.4 计算各轴的转速、功率和转矩在减速器中，按传递的路线表示出各轴为、轴等，其上的转速为，功率（转矩）为。2.4.1 各

6、轴的转速式中 电动机满载转速，； 分别为带传动、齿轮传动的传动比； 分别为、轴的转速，。轴 轴 轴转速即为工作机构的卷筒轴的转速，。2.4.2 各轴的输入功率式中 电动机的输出功率，； 分别为、轴的输入功率，； 分别为电动机与轴、轴与轴间的传动效率。轴 轴 卷筒轴的输入功率为2.4.3 各轴的转矩式中 该轴的输入功率，； 该轴的转速，； 该轴所传递的转矩，。电动机轴轴 轴 卷筒轴 表2. 初步计算传动参数轴初算转速功率初算转矩轴342.862.9282.16ii轴81.832.81330.6卷筒轴81.832.76324.02带轮传动比齿轮传动比2.84.193. 计算带传动、齿轮传动的主要参

7、数和几何尺寸3.1 带传动的设计带型号、长度、根数；中心距、带轮直径、宽度；安装初拉力、对轴的作用力。3.1.1 求计算功率查【1】表13-8得，故3.1.2 选带型号选普通带，根据，由【1】图13-15查出此坐标点位于a型，故选用a型带。3.1.3 求大、小带轮基准直径由【1】表13-9，应不小于，现取。由【1】表13-9取280（虽使略有增大，但其误差小于，故允许）。3.1.4 验算带速带速在范围内，合适。3.1.5 求带基准长度和中心距初步选取中心距取，符合。带长查【1】表13-2，对a型带选用。再计算实际中心距3.1.6 验算小带轮包角，合适。3.1.7 求带根数今，查【1】表13-3

8、得传动比查【1】表13-5得 由查【1】表13-7得，查【1】表13-2得，由此可得取4根。3.1.8 求作用在带轮轴上的压力查【1】表13-1得，单根带的初拉力作用在轴上的压力3.1.9 带轮结构设计带轮结构：腹板式3.1.10 带轮宽度的确定根据带带轮轮缘尺寸（基准宽度制）得型带轮，故有带轮宽度，故取。表3. 所设计带传动中基本参数带型号长度根数型18004中心距带轮直径宽度598.564安装初拉力对轴压力实际传动比147.651169.392.863.2 齿轮传动的设计3.2.1 选择材料及确定许用应力小齿轮用调质，查【1】表11-1可知，齿面硬度为，取硬度为，接触疲劳极限为，取，弯曲疲

9、劳极限为，取。大齿轮用正火，查【1】表11-1可知，齿面硬度为，取硬度为，接触疲劳极限为，取，弯曲疲劳极限为，取。查【1】表11-5得，最小安全系数，（一般可靠度，取值稍偏高用于安全计算）。3.2.2 按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。查【1】表11-3可知，载荷系数（电动机，中等冲击），取。查【1】表11-6可知，齿宽系数（软齿面，对称布置），取。小齿轮上的转矩查【1】表11-4得，弹性系数（锻钢），对于标准齿轮，区域系数 式中代是为了安全计算，使得两个齿轮均适用。齿数取，则（满足传动比的前提下，尽可能使齿数互质、取奇数）。故实际传动比，满足误差要求。初估模数初估齿宽圆整取，（保证啮合

10、，故取小齿轮比大齿轮宽）。查【1】表4-1得，标准模数为，故实际的，中心距03.2.3 验算轮齿弯曲强度查【1】图11-8得，齿形系数，查【1】图11-9得，齿根修正系数，安全。3.2.4 齿轮的圆周速度对照【1】表11-2可知选用8级精度是适合的。表4. 齿轮传动设计的基本参数材料热处理齿数分度圆直径齿宽小齿轮45钢调质3911795大齿轮45钢正火16349290模数实际传动比中心距34.20304.54. 减速器箱体基本尺寸设计根据【2】表中12-1中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据：4.1 箱体壁厚：箱座：（取）；箱盖：（取）。4.2 凸缘：箱座凸缘厚度；箱盖凸缘厚度；箱座底凸缘厚

11、度。4.3 螺钉及螺栓：地脚螺钉直径；地脚螺钉数目：；轴承旁连接螺栓直径；盖与座连接螺栓直径；连接螺栓的间距；轴承端盖螺钉直径；视孔盖螺钉直径；定位销直径（取整得）。4.4 螺钉螺栓到箱体外避距离：查【2】表12-2得：至箱体外壁距离为：；到凸缘边缘距离：；箱体外壁至轴承端面距离：。4.5 箱体内部尺寸：大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离：；齿轮端面到箱体内壁的距离：（增加散热）；箱盖、箱座肋厚。4.6 视孔盖由于单级减速器中心距为，故查【2】表11-2得：窥视孔长；窥视孔盖长；横向螺栓分布距离；视孔盖宽；纵向螺栓分布距离；螺栓孔直径；孔数4个。4.7 其中吊耳和吊钩吊耳环的结构设计：根据【2】表12

12、-3中的推荐设计公式知：吊耳肋厚度为；吊耳环孔径为，倒角为；吊耳环空心到箱体外壁距离为。吊钩的结构设计：吊钩长；吊钩高；吊钩内深；吊钩内圆半径；吊钩厚度。5. 轴的设计1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6轴承端盖7键 8箱体 9轴端挡圈 10半联轴器5.1 高速轴：5.1.1 选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调质处理。查【1】表14-1得知：硬度：；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）。5.1.2 初步估算轴最小直径：由【1】式14-2得：，查【1】表14-2得。故，由于开了一个键槽，故取26（圆整）。5.1.3

13、轴的结构设计：根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。（处安装大带轮，处安装轴承端盖，处安装一号轴承与套筒，处安装小齿轮，处安装二号轴承）1) 径向尺寸：根据常用结构，取；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：1mm。故取。查【2】表7-12得知毡圈系列中要求的轴径均为0、5圆整数，故此修正为；此先选轴承为6207型号轴承（无轴向力，故选深沟球轴承，直径系列选2号轻系列；为便于安装及轴上尺寸基准，选07号内径）。查【3】表16-1知所选轴承内径为，且轴承宽度，故取；为方便加工测量，取（此也为小齿轮内孔直径）。查【3】表16-1得安装直径。查【4】表11-3

14、选取“”，故；对齿轮内孔倒角1.6mm，故取;由于对称分布故。2) 轴向尺寸：由【1】图13-17得：根据大带轮的内孔宽（取1.5计算），为防止由于加工误差造成的带轮晃动，取；确定轴承润滑方式：，故选取脂润滑方式。为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm（由于所选套筒长度25mm，故轴承断面到箱体内壁的距离取15mm），为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为（此取10mm）,故有。套筒档齿轮时，为保证精度取，故同时将修正为；轴环取，故取；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取，（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离，前所选轴承端盖螺钉知：查【2】表11-10

15、中公式得轴承端盖厚度。查 【2】 表3-9可取a级非全螺线的螺栓（即）此时取端盖到大带轮的扳手空间为，此时取。图1. 高速轴结构设计示意图5.1.4 对高速轴进行弯扭强度校核：据【1】式11-1可求得：圆周力，径向力（标准安装，故压力角为20）；根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离；一号轴承到齿轮中心的距离；齿轮中心到二号轴承中心的距离；故有两轴承中心距为。1) 求垂直面的支承反力：根据受力分析，可列方程：（齿轮在两轴承中心）。故可求得：。2) 求水平支撑反力： 。3) 带轮对轴的作用力在指点产生的反力：,外力f作用方向与带传动的布置有关，在具体布置尚未确定前，可按最不利情况考虑

16、。4) 绘制垂直面的弯矩图（如图b）：。5) 绘制水平面的弯矩图（如图c）：。6) 力产生的弯矩图（如图d）：。7) 求合成弯矩图（如图e）：考虑最不利情况，直接由公式得（其中）。8) 折合当量弯矩（如图f）：由前算出,查【1】中246面“由转矩性质而定的折合系数”可知，故，。图2. 高速轴弯扭强度校核图9) 计算危险截面处轴的许用直径：由此可知，此轴安全。5.2 低速轴：5.2.1 选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调质处理。查【1】表14-1得知：硬度：；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）。5.2.2 初步估算轴最

17、小直径：由【1】式14-2得：，查【1】表14-2得,。所以，由于开了一个键槽，故（圆整）。5.2.3 轴的结构设计：根据低速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。（处安装联轴器，处安装轴承端盖，处安装三号轴承与套筒，处安装大齿轮，处安装四号轴承）。1) 径向尺寸：联轴器的初步选择：根据低速轴的计算转矩与转速查【2】附表3.5可选用十字联轴器，型号为，可得其轴孔直径为，深孔长度为。根据上所选联轴器，取；根据密封毡圈的标准，取；根据此处尺寸选择6211型号轴承：查【2】附表4.2知所选轴承内径为，外径为，且轴承宽度，故取；为方便加工测量，取；（此也为大齿轮内孔直

18、径）。查【3】表16-1得安装直径，查【4】表11-3选取“”，故；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：，故孔（大齿轮）倒角推荐值为2mm，故取；为对称分布，故取。2) 轴向尺寸：确定轴承润滑方式：故选取脂润滑方式。根据上定箱体两内壁间的宽度可算得大齿轮到箱体内壁的距离为12.5mm, 为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm（为套筒尺寸此取27.5mm），故有；套筒档齿轮时，为保证精度取，故同时将修正为；轴环取，故取；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取，（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离，由于轴承外径为故，选端盖螺钉为；查【2】11-10中公式得轴承端盖厚度；查【2】表3-9可取a级m8非全螺线的螺栓（即）此时取端盖到大带轮的扳手空间为，故此取，由上选联轴器可知。附图3. 低速轴结构设计示意图5.2.4 对低速轴进行弯扭强度校核：据【1】式11-1可求得：圆周力，径向力（标准安装，故压力角为20）；根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离；一号轴承到齿轮中心的距离；齿轮中心到二号轴承中心的距离；故有两轴承中心距为。10) 求垂直面的支承反力：根据受力分析，可列方程：（齿轮在两轴承中心）。故可求得：。11) 求水平支撑反