机械设计课程设计计算说明书带式输送机的传动装置

1、上海理工大学机械工程学院课程设计说明书 2010/1/22设计题目：设计一带式输送机的传动装置，传动简图如下：工作条件如下：用于输送碎料物体，工作载荷有轻微冲击（使用系数、工况系数），输送带允许速度误差4%，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年（轴承寿命），原始数据为：运输带工作拉力fw(n)运输带工作速度vw(m/s)卷筒直径d(mm)16001.1220一、 电动机的选择1. 选用电动机1) 选择电动机类型按工作要求和工作条件选用y系列封闭式三相异步电动机。2) 电动机的输出功率p电动机所需的输出功率为：p=pw kw式中：pw为工作装置所需功率，kw；为

2、由电动机至工作装置的传动装置的总效率。工作装置所需功率pw应由机器工作阻力和运行速度经计算求得：pw=fwvw1000=16001.11000=1.76kw式中：fw为工作装置的阻力，n；vw为工作装置的线速度，m/s。由电动机至工作装置的传动装置总效率按下式计算：=带滚2齿联卷查机械设计表2-4，得：带取0.96，滚取0.995，齿取0.97，联取0.99，卷取0.97则=0.960.99520.970.990.97=0.885所以p0=1.760.885=1.99kw3) 确定电动机转速工作装置的转速为：nw=601000vwdw=95.5r/min由于普通v带轮传动比为：i124圆柱齿轮

3、传动比为：i235故总的传动比为：i=i1i2620则电动机所需转速为：n=inw(620)95.5=(5731910)r/min查机械设计课程设计表8-184，选取电动机y112m-6，技术数据如下：型号额定功率p（kw）满载转速n（r/min）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量（kg）y112m-62.29402.02.2452. 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比1) 总传动比为：ia=nnw=94095.5=9.842) 分配传动比：ia=i外i内考虑减速器结构，故：i外=3 ；i内=3.283. 计算传动装置的运动和动力参数1) 各轴转速n电=n=940r/minn1=n电i外

4、=313r/minn2=n1i内=95r/minnw= n2=95r/min2) 各轴输入功率p1=p0 带=1.990.961.910kwp2=p1 齿滚=1.9100.970.9951.843kwpw=p2 联滚=1.8430.990.9951.815kw3) 各轴输入转矩t1=9550p1n1=95501.910313=58.28nmt2=9550p2n2=95501.84395=185.27nmtw=9550pwnw=95501.81595=182.46nm电动机轴输出转矩t0=9550p0n=95501.99940=20.22nm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1

5、轴2轴工作轴转速n(r/min)9403139595功率p(kw)1.991.9101.8431.815转矩t(nm)20.2258.28185.27182.46传动比i33.281效率0.960.9650.985二、 v带轮设计1. 确定计算功率pca由机械设计表8-7查得工作情况系数ka=1.1，故pca=kap=1.12.2kw=2.42kw2. 选择v带的带型根据pca、n1由图8-10选用a型。3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计表8-6和机械设计表8-8，取小带轮的基准直径dd1=106mm2) 验算带速v。v=dd1n1601000

6、=106940601000m/s=5.22m/s因为5m/sv(f0)min。8. 计算压轴力fp压轴力的最小值为(fp)min=2z(f0)minsin12=23133.16sin1562n=781.5n9. 带轮结构设计根据机械设计表8-6，取带宽75mm。三、 齿轮设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 选用斜齿圆柱齿轮传动。2) 由于速度不高，故选用8级精度。3) 材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，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。4) 选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=3.28

7、20=65.6，取z2=66。5) 选取螺旋角。初选螺旋角=14。2. 按齿面接触强度设计d1t=32ktt1du1u(zhzeh)2(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数kt=1.6。2) 由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1。3) 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ze=189.8mpa12。4) 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hlim2=550mpa。5) 计算应力循环次数。n1=60n1jlh=609401(2830010)=9.01108n2=n1i内=9.011083.28=2.7

8、51086) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=1.01，khn2=1.06。7) 由机械设计图10-30选取区域系数zh=2.433。8) 由机械设计图10-26查得1=0.750，2=0.860则=1+2=1.61。9) 计算接触疲劳许用应力。取安全系数s=1，得h1=khn1hlim1s=1.01600mpa=606mpah2=khn2hlim2s=1.06550mpa=583mpa则h=h1h22=594.5mpa(2) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t321.65.82810411.614.283.28(2.433189.8594.5)2mm=

9、45.00mm2) 计算圆周速度。v=d1tn1601000=45940601000m/s=2.21m/s3) 计算齿宽b及模数mnt。b=dd1t=145mm=45mmmnt=d1tcosz1=45cos1420=2.18mmh=2.25 mnt=2.252.18=4.91mmb/h=45/4.91=9.164) 计算纵向重合度。=0.318dz1tan=0.318120tan14=1.595) 计算载荷系数k。由机械设计表10-2查得使用系数ka=1.25；根据v=2.21m/s，8级精度，由机械设计图10-8查得动载系数kv=1.1；由机械设计表10-4查得kh=1.466；由机械设计图

10、10-13查得kf1.35；由机械设计表10-3查得kh=kf=1.2。故载荷系数k=kakvkhkh=1.251.11.21.466=2.426) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1= d1t3kkt=4532.421.6mm=51.65mm7) 计算模数mn。mn=d1cosz1=51.65cos14202.51mm3. 按齿根弯曲强度设计mn32ktt1ycos2dz12yfaysaf(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数。k=kakvkfkf=1.251.11.21.35=2.232) 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1=500mpa；大齿轮的弯曲疲

11、劳强度极限fe2=380mpa。3) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.85，kfn2=0.92。4) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s=1.4，得f1=kfn1fe1s=0.855001.4=303.57mpaf2=kfn2fe2s=0.923801.4=244.29mpa5) 根据纵向重合度=1.59，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数y=0.886) 计算当量齿数。zv1=z1cos3=20cos314=21.89zv2=z2cos3=66cos314=72.257) 查取齿形系数。由机械设计表10-5查得yfa1=2.72;yfa2=2.248) 查

12、取应力校正系数。由机械设计表10-5查得ysa1=1.57;ysa2=1.759) 计算大、小齿轮的yfa1ysa1f并加以比较。yfa1ysa1f1=2.721.57303.57=0.01407yfa2ysa2f2=2.241.75244.29=0.01605大齿轮的数值大。(2) 设计计算mn322.235.8281040.88cos21412021.610.01605mm=1.75mm对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=51.65mm来

13、计算应有的齿数。于是由z1=d1cosmn=51.65cos142=25.05取z1=25，则z2=uz1=3.2825=82。4. 几何尺寸计算(1) 计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(25+82)22cos14=110.28mm将中心距圆整为110mm。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(25+82)22110=132443”因值改变不多，故参数、k、zh等不必修正。(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=252cos132443”=51.4mmd2=z2mncos=822cos132443”=168.6mm(4)

14、 计算齿轮宽度b=dd1=151.4mm=51.4mm圆整后取b2=50mm；b1=55mm。四、 轴的设计1. 高速级齿轮设计(1) 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢，调制处理。(2) 初定轴的最小直径按钮转强度条件，得da03pn由机械设计表15-3查得a0=103126。所以d(103126)31.910kw313r/min=18.823.0mm取中间值d=20mm，由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57%，故dmin=20(1+57%)=2121.4mm综合考虑，取dmin=25mm。(3) 轴的结构设计1) 拟定零件的装配方案

15、，如下图bc2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。a) 由于在l11这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故：d1=dmin=25mm此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定，由机械设计图8-14(b)查得：l=(1.52)d=(1.52)25mm=37.550mm取l=44mm，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度略小于其轮毂值，取l11=42mm。b) 初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7307c型轴承。查机械设计课

16、程设计表13-1得，d3=d7=35mm，要求的定位轴肩是4.5mm。故，要求在这此处的定位套筒的直径是44mm。因此取d2=32mm。c) 由该说明书后面的箱体设计可以得到l7=40mm。该箱体壁与齿轮的距离l6=l3=15mm，l8=10mm。由轴承端盖的厚度一般为10mm左右，因此，整个轴承盖的长度是20mm，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度25mm，再考虑轴承端盖的调整范围，可以确定l10=50mm。d) 如果再按照这种方法选择下去，那么d5=48mm，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于2mt，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴。由齿轮各参数可以得到d5=57.73mm

17、，l4=60mm。e) l5处的宽度大于1.4h，取l5=l2=9mm，d4=d6=42mm；则l9=l6+l7-l8-l9=15+40-10-9=36mm。f) 同样，也就确定了l1=34mm。至此，已初步了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接。按该截面直径查机械设计课程设计表8-61采用bhl=8mm7mm32mm，键槽用键槽铣刀加工，保证大带轮与轴配合有良好的对中性。故大带轮与轴的配合为h8h7。滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照机械设计课程设计表8-158确定轴两端的倒角均为1

18、45，各处圆角半径都为1.66mm。2. 低速轴的设计(1) 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。(2) 初定轴的最小直径由机械设计表15-3查得a0=103126。所以d(103126)31.843kw95r/min=27.733.9mm取中间值d=30mm，由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57%，故dmin=30(1+57%)=31.532.1mm。综合考虑，取dmin=35mm。(3) 联轴器的选择根据轴所传递的扭矩t=185.27nm，可选择弹性套柱销联轴器，因为它是由蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振，其制造容易，装拆方便，成本较低，

19、适用于连接载荷平稳、起动频繁的中小转矩的轴。查机械设计课程设计表8-177选用lt7联轴器4284gb/t4323-2002综合考虑，取dmin=42mm。(4) 轴的结构设计1) 拟定结构方案如下图：2) 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度，从左开始设计。a) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，l1轴段右端需制出一轴肩，故取d2=46mm。由于前面已经对联轴器进行了选择，故d1=42mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈中压在半联轴器上而不压在轴的端面上，则l1就比84略短一点，现取l1=82mm。b) 初步选择滚动轴承。根据d2=46mm，初步选择0基本游隙组，选

20、用角接触球轴承，由于该轴上轴力相对较大，故选择ac系列的轴承，查机械设计课程设计表8-158，选用7210ac，其尺寸为ddb=50mm90mm20mm，其定位轴肩为3.5，故定位套筒的直径为57mm。因此，d3=d6=50mm。c) 取安装齿轮处的轴段的直径d4=55mm，为了使套筒更加压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂的宽度，故取l4=52mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d=0.0755=3.85mm，取h=5mm,则轴环处的直径d5=65mm，轴环宽度应大于1.4h，取轴环宽度为8mm。d) 轴承端盖的总宽度为20 mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖

21、的外端面与半联轴器右端面的距离为30 mm，故取l2=50mm。e) 取齿轮与箱体之间的距离为15mm（由后面的箱体设计确定）。滚动轴承到箱体的距离为10mm，则l3=20+10+15+3=48mml6=20+10+15-8=37mm至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接，按直径d1由机械设计课程设计表8-61查得平键选为bhl=16mm10mm40mm，配合为h7k6。齿轮与轴的连接，按d4查机械设计课程设计表8-61得，选用平键为bhl=12mm8mm70mm，配合为h7k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配

22、合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计课程设计表8-158确定轴端倒角为245，c、d、e处的圆角半径r=2mm，a、b处的圆角半径r=1.6mm。五、 轴承的确定及校核1. 对初选高速级轴承7307c校核(1) 受力分析faefr1f带轮ft1fh1fh2fv1fv2fr1=fh12+fv12=14332+14112=2011 nfr2=fh22+fv22=14332+-14022=2005 nfae=fa1=746 n1) 计算两轴承的轴向力fa1、fa2查机械设计课程设计表8-158，得到轴承7307c的cr=34.2kn，cor=26.8kn

23、对于70000c型轴承，它的派生轴向力fd=efr，而轴向力未知，故先取e=0.4，因此可估算fd1=0.4fr1=0.42011=804.4nfd2=0.4fr2=0.42005=802n由于fd1e1fa2fr2=8022005=0.4=e2由机械设计课程设计表8-158查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：x1=0.44，y1=1.3对轴承2：x2=1，y2=0由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取fp=1.1p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.1(0.442011+1.31544)=3187np2=fp(x2fr2+y2fa2)=1.112005=2205.5n3) 计算轴承

24、寿命由于p1p2，所以按轴承1的受力大小验算lh=10660ncp1=106603843420031873=53635 hlh1030016=48000 h所选轴承满足寿命要求。故此轴承不用重选。2. 对初选低速级轴承7210ac进行校核6461fr1=fh12+fv12=14392+1110.52=1817.7 nfr2=fh22+fv22=1371.52+-53.52=1372.5 nfae=fa1=731 n1) 计算两轴承的轴向力fa1、fa2查机械设计课程设计表8-158，得到轴承7210ac的cr=31.5kn，cor=25.2kn对于70000ac型轴承，它的派生轴向力fd=0.

25、68fr。fd1=0.68fr1=0.681817.7=1236n由于fd1e1fa2fr2=933.31372.5=0.68e2由机械设计课程设计表8-158查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：x1=0.41，y1=0.87对轴承2：x2=0.41，y2=0.87由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取fp=1.13) 计算轴承寿命由于p1p2，所以按轴承1的受力大小验算lh=10660ncp1=106601063150024123=350000 h由于轴承寿命太大，应重新选择。对同一尺寸要求可选7210c。4) 对轴承7210c进行校核查机械设计课程设计表8-158，得到轴承7210c

26、的cr=32.8kn，cor=26.8kn对于70000c型轴承，它的派生轴向力fd=efr，而轴向力未知，故先取e=0.4，因此可估算由于fd1e1fa2fr2=539.11372.5=0.393e2由机械设计课程设计表8-158查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：x1=0.44，y1=1.33对轴承2：x2=0.44，y2=1.40由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取fp=1.1计算轴承寿命由于p1p2，所以按轴承1的受力大小验算lh=10660ncp1=10660384328002790.53=255339 hlh1030016=48000 h所选轴承满足寿命要求。这相对7210

27、ac来说更加合适。由于7210c和7210ac结构尺寸都是一样，故原来设计好的轴不必再重新设计。至此，轴承的选择及校核已全部完成。3. 键的校核(1) 高速轴上的键选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选用单圆头键（c型）。由轴的设计里已确定的键尺寸为bhl=8 mm7 mm 36 mm校核键连接的强度键、轴的材料都是钢，而带轮的材料为铸铁，由机械设计表6-2查得挤压应力p=5060 mpa。键工作长度l=l=36 mm，键与带轮键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm计算挤压强度由于有pp故，该键满足要求。键的标记为：键c 836 gb/t 10962003(2) 低速轴上的键选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于键槽不