机械设计课程设计计算说明书带式输送机传动装置（含全套图纸）

1、 华南农业大学机械设计课程设计计算说明书 设计题目：带式输送机全套cad图纸，联系qq153893706班 级： 设 计 者： 学 号：指导老师： 日 期：2011年01月06日 目录一、题目及总体分析1二、选择电动机2三、传动零件的计算71）带传动的设计计算72）减速箱的设计计算10.高速齿轮的设计计算10.低速齿轮的设计计算14四、轴、键、轴承的设计计算20输入轴及其轴承装置、键的设计20中间轴及其轴承装置、键的设计25输出轴及其轴承装置、键的设计29键连接的校核计算33轴承的校核计算35五、润滑与密封37六、箱体结构尺寸38七、设计总结39八、参考文献39一、题目及总体分析题目：带式输送

2、机传动装置设计参数：传动方案输送带的牵引力f，（kn）输送带的速度v，（m/s）提升机鼓轮直径d，（mm）带传动两级齿轮减速70.4350设计要求：1).输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2).输送带鼓轮的传动效率取为0.97。3).工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。设计内容：1. 装配图1张；2. 零件图3张；3. 设计说明书1份。说明：1. 带式输送机提升物料：谷物、型砂、碎矿石、煤炭等；2. 输送机运转方向不变，工作载荷稳定；3. 输送带鼓轮的传动效率取为0.97；4. 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。装置分布如图：二、选择电动机1. 选择电动机

3、类型和结构形式按工作条件和要求选用一般用途的y系列三相异步电动机，卧式封闭。2. 选择电动机的容量电动机所需的工作效率为： 电动机功率;-工作机所需功率;工作机所需要功率为： 传动装置的总效率为： 按表2-3确定各部分效率：v带传动效率，滚动轴承传动效率，闭式齿轮传动效率,联轴器效率，传动滚筒效率，则 所需电动机功率为： 选择的电动机的额定功率要略大于p，由y系列三相异步电动机技术数据选择电动机额定为4.0kw。3. 确定电动机转速工作机转速： 电动机转速可选范围： v带传动的传动比常用范围，二级圆柱齿轮减速器传动比范围， 故电动机转速的可选范围为：查表可知，符合条件的电动机有三种，但综合考虑

4、电动机和传动装置的尺寸，结构和带传动，以及减速箱的传动比，认为选择电动机较为合理。其主要技术参数如下：电动机型 号额定功率p（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）4.0100096022 电动机的相关尺寸：中心高h外形尺寸底角安装尺寸ab地脚螺栓孔直 径 k轴 伸尺 寸de键公称尺 寸fh132515345315216178123880101324.计算传动比总传动比为： 为使带传动外部尺寸不要太大，初步取2.5 分配减速器的各级传动比： 5.计算传动装置的运动及动力参数计算各轴转速：轴： 轴：轴：轴：计算各轴的输入功率：轴：轴：轴：轴：计算各轴的输出转矩：电动机所需的实际转矩即

5、为电动机的输出转矩： 轴：轴：轴：轴：6.将运动和运动参数计算结果进行整理并列成表：轴名功率 p/kw转矩 t/nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴3.6135.919602.50.97轴 3.5087.08384轴3.29401.4778.374.90.94轴3.101359.8921.773.60.94轴2.981305.9021.7710.96三相电压380v 带的传动比不宜过大，齿比接近便有设计序号为从电动机到鼓轮机一次递增 三、传动零件的计算1）带传动的设计计算1、确定计算功率：在空载、轻载启动总，每天工作16小时时，查表知工况系数作=1.1，所以有：=4kw1.1

6、=4.4kw2、选择v带带型：根据=4.4kw和小带轮转速查表可知，选用a型v带。3、确定带轮基准直径并验算带速：初选小带轮直径，小带轮直径=75mm,根据基准直径系列初选：=100mm，则：带速=5.03因为在（525）之间，所以基本满足要求。=2100mm=250mm，由查表圆整为=250mm。4、确定v带中心距和基准长度： 初选中心距：0.7(+)2(+)245mm700mm取=500mm,带所需的基准长度：2+ =mm =1558.1mm由v带基准长度系列表取=1600mm。则实际中心距：+=458mm。中心距的变化范围为：mmmm5、验算小带轮上的包角：固满足要求。6、计算单根带的额

7、定功率和根数z：由=100mm和=960，查表并用插值法得普通带的基本额定功率=0.95kw。由=960和=2.5以及a型带，查表并用插值法得=0.10kw。由=，查表并用插值法得=0.955。由基准长度=1600mm，以及a型带查表得长度系数=0.99。固： 带是根数：，取z=57、计算单根v带初始拉力最小值：查表知道单根a型v带单位长度的质量为=0.10，于是154.25n应使带的实际初拉力。8、计算压轴力：压轴力的最小值为9、确定带轮的结构尺寸由，采用腹板式结构，采用腹板式结构。由v带设计可知 z=5根，则由课本表8-10可得 e=15mm,f=10mm,=3mm则带轮的宽度为小带轮的外

8、径 大带轮的外径 2）减速箱的设计计算.高速齿轮的设计计算1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）、 选用直齿圆柱齿轮传动。（2）、 由于输送机属于一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）、 材料需选择。选择小齿轮的材料为（调质），硬度为280，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240，二者材料硬度差为40。（4）、初选小齿轮的齿数大齿轮的齿数为，取118。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式有（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数。2）计算小齿轮传递的转矩。3）根据高速级齿轮大小齿轮都为软齿面，两支承相对于小齿轮做不对称布置，由查表得齿宽系数为（课本表107）。4）根

9、据配对齿轮材料都是锻钢，由查表得。（课本106）5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳限度极限。（课本1021d）6）由公式计算应力循环次数。7）根据的大小由课本图1019取接触疲劳许用应力：，8）计算接触疲劳许用应力。取失效率为1%，安全系数为，由公式得（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度。3）计算齿轮宽。4）计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 5）计算载荷系数。根据，7级精度，由书108图表得动载荷系数；对直齿轮；由载荷状态均匀平稳查表得使用系数；由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时：；由，由课本图1013得；故载荷系数6）和的

10、数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得：7）计算模数：3、按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值1）由课本图1020c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由公式得4）计算载荷系数。5）查取齿形系数。由书表105并用差值法得:，。查取应力校正系数。由书表105并用差值法得:，。6）计算大、小齿轮的，并加以比较。比较可知：大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取

11、决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.804mm并就近圆整为标准值（第二系列），按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数: ，这样计算出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并且结构紧凑。4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2)计算中心距(3)计算齿轮宽度取，。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算由于 所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。 .低速齿轮的设计计算1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）、 选用直齿圆柱齿

12、轮传动。（2）、 由于输送机属于一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）、 材料需选择。选择小齿轮的材料为（调质），硬度为280，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240，二者材料硬度差为40。（4）、选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式有（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数。2）计算小齿轮传递的转矩。3）根据高速级齿轮大小齿轮都为软齿面，两支承相对于小齿轮做不对称布置，由查表得齿宽系数为。4）根据配对齿轮材料都是锻钢，由查表得。5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳限度极限。6）由公式计算应力循环次数。7）根据的大小由

13、课本图1019取接触疲劳许用应力：，。8）计算接触疲劳许用应力。取失效率为1%，安全系数为，由公式得（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度。3）计算齿轮宽。4）计算齿宽与齿高之比。模数 ： 齿高 ： 5）计算载荷系数。根据，7级精度，由书108图表得动载荷系数；对直齿轮；由载荷状态均匀平稳查表得使用系数；从课本表10-4中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7级精度时；由，由图1013得；故载荷系数6）和的数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得7）计算模数： 3、按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值1）根据查表

14、得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由公式得4）计算载荷系数。5）查取齿形系数。由书表105并用差值法得:，。查取应力校正系数。由书表105并用差值法得:，。6）计算大、小齿轮的，并加以比较。显然大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.023mm并就近圆整为标准值（第一系列），按接触强度

15、算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数 为使和互质，取。4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度取，。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算由于 所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。四、轴、键、轴承的设计计算布置图如下（此图主要表现轴的形状，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）.输入轴的设计计算1.轴上的功率、转速和转矩。由电动机的选择可知：2、求作用在齿轮上的力。 轴（高速级）的小齿轮的直径，有在安装从动带轮处作用在轴上压轴力： 据经验值，取：3.初步确定轴的最小直径按教材机械设计式（15-2）初步估算轴的最小直径。选

16、取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取，于是得： 由于轴上必须开由两各键槽，所以最小直径按13%增大： 4.轴的结构设计计算 （1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示，ab段为从动v带轮，bc段为套筒，cd轴承端盖，de为轴承，if为轴上的齿轮，fg为套筒，gh轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）初步选择滚动轴承。因轴承仅承受径向力的作用，故可以采用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、0级公差等级的深沟球轴承6406，其尺寸为，故，而。2)为了满足齿轮和轴承的轴向定位要求，ae右端和if左端需制出轴肩，因为定位轴肩的高度，取

17、，所以。轴的左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为，为了保证轴端挡圈只压在从动带轮上的轮毂上不压在轴的端面上的缘故。3）从动带轮的宽度，齿轮的宽度。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取从动带轮右端与轴承端盖外端面键的距离。轴承端盖的的宽度为。所以：取20，根据中间轴的设计：(209525)mm=140m所以轴的全长为（153140652023）401（3）轴上零件的周向定位。齿轮、大皮带轮和轴之间都采用平键连接。查表6-1得齿轮端平键截面参数为:大带轮截面参数为：取轴端倒角为同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；带轮与轴的配合为。滚动轴承和轴的周向

18、定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。.求轴上的载荷1）计算轴上各种力或力矩的大小。2）做出轴的计算简图。 (7).按弯扭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和扭矩的截面的强度。根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1查得: 因为： 所以选择轴直径d30mm满足要求。 此时： .中间轴的设计计算1、轴上的功率、转速和转矩。由前面的计算知道：2、求作用在齿轮上的力。记中间轴的输入动力的齿轮为齿轮1，输出动力的齿轮为齿轮2。齿轮1、2的直径分别为：

19、，有3、初步确定轴的最小直径。按教材机械设计式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取，于是得：由于轴上必须开有两个各键槽，所以最小直径按15%增大：4、轴的结构设计。（1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示，ab段为轴承，bc段为套筒，cd齿轮2，de为光轴，ef为齿轮1，fg为套筒，gh轴承,qa和hp都是轴承端盖。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）初步选择滚动轴承。因轴承仅承受径向力的作用，故可以采用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、0级公差等级的深沟球轴承6210，其尺寸为：，故，而

20、。2)为了满足两齿轮的轴向定位要求，cd右端和ef左端需制出轴肩，因为定位轴肩的高度，取，所以。3）齿轮1的宽度为面58mm，齿轮2的宽度为95mm,由输入轴的长度可知：减速箱的宽度为225mm，fg24mm,ef58mm，de28mm，cd95mm，bc20mm。（3）轴上零件的周向定位。两个齿轮与齿轮的周向定位均采用平键连接。由教材机械设计中的表得，平键截面，键槽用盘铣刀加工，左端键长取为90mm，右端键长取为50mm，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合均为；滚动轴承和轴的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。 取轴端的倒角为，轴肩处的圆角半径

21、为。.求轴上的载荷1）计算轴上各种力或力矩的大小。2）做出轴的计算简图。 6、按弯扭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和扭矩的截面的强度。根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为：前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1查得：。因此，故安全。.输出轴的设计1、轴上的功率、转速和转矩。由前面的计算知道：2、求作用在齿轮上的力。低速级的大齿轮的直径，有3、初步确定轴的最小直径。按教材机械设计式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取，于是得由于轴上必须开由两

22、个键槽，所以适当增加最小直，取。该轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与连轴器的孔径相适应，故需同时选取连轴器的型号。连轴器的计算转矩，教材机械设计的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取。则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，选用型弹性柱销联轴器，其公称直径为。半联轴器的孔径，半联轴器的长度，半联轴器与轴配合的毂长度。4、轴的结构设计。1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示，ab段为滚动轴承，bc段为套筒，cd齿轮，de为轴肩，fg为滚动轴承，gh为轴承端盖，ij为半联轴器和轴配合。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。为了满足齿轮和轴承以及联轴器的轴向

23、定位要求，ab、bd的右端和fh、ij的左端需制出轴肩，因为定位轴肩的高度：，取。所以有：，轴的右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为，为了保证轴端挡圈只压在从动带轮上的轮毂上而不压在轴的端面上，故i-j段略短于i-k，取。3）初步选择滚动轴承。因轴承仅承受径向力的作用，故可以采用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、0级公差等级的深沟球轴承61915，其尺寸为：，故。4）齿轮的宽度，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取从动带轮右端与轴承端盖外端面键的距离。轴承端盖的的宽度为20mm。根据中间轴的设计，bc和df的长度分别为23mm和112mm

24、，如轴的结构图所示。（3）轴上零件的周向定位。齿轮与从动带轮、齿轮的周向定位均采用平键连接。由教材机械设计中的表得，联轴器和轴间的平键截面，键长为90mm；齿轮和轴间的平键截面为，键长为85mm两键槽都用盘铣刀加工。同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，选择齿轮毂与轴的配合为；半联轴器与轴的配合为。滚动轴承和轴的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。根据轴的直径查表得轴端的倒角为，轴肩b、i两处的圆角半径均为。d-f之间各轴肩的圆角都是。.求轴上的载荷1）计算轴上各种力或力矩的大小。 2）输出轴的计算简图。 6、按弯扭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

25、弯矩和扭矩的截面的强度。根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为：前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1查得：。因此，故安全。键连接的校核计算对于采用常见的材料组合和按标准选取的普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。因此，只要安工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键联接的强度条件为： （其中，是键与轮毂键槽的接触高度，为轴的直径）现选用45钢平键，其在静荷载下的许用应力为：1、高速轴上键的校核计算1）从动大带轮和高速轴之间键的校核计算。平键的几何参数为：由前面轴的设计计算知道高速轴的转矩：因为，所

26、以平键符合要求2）齿轮和高速轴之间键的校核计算。平键的几何参数为：由前面轴的设计计算知道高速轴的转矩：因为，所以平键符合要求2、中间轴上键的校核计算1）中间轴上小齿轮和轴连接键的校核计算。平键的几何参数为：由前面轴的设计计算知道中间轴的转矩：因为，所以平键符合要求2）中间轴上大齿轮和轴连接键的校核计算。平键的几何参数为：由前面轴的设计计算知道中间轴的转矩：因为，所以平键符合要求3、低速轴上键的校核计算1）低速轴齿轮和轴连接键的校核计算。平键的几何参数为：由前面轴的设计计算知道低速轴的转矩：因为，所以平键符合要求2）低速轴与半联轴器连接键的校核计算。平键的几何参数为：由前面轴的设计计算知道低速轴

27、的转矩：因为，所以平键符合要求轴承的校核计算在各轴的设计计算中都使用了深沟球轴承，按照使用要求其预期计算寿命都为。1、高速轴上轴承的计算校核高速轴采用0基本游隙组、0级公差等级的深沟球轴承6406，其尺寸为: 1）计算轴承的当量动载荷当量动载荷的计算公式为：，（x、y分别是径向和轴向动载荷系数）为载荷系数，根据教材机械设计中表13-6有，由于载荷性质为无冲击或轻微冲击，取该轴上只承受径向载荷，或只承受微小的轴向载荷，查表知道，该轴的结构图中从右到左的两个轴承标为2和1，根据前面的计算有，则各轴承处所受的径向力则轴承2和轴承1的当量动载荷分别为：2）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算，6406轴承的基本额定载荷，满足要求。2、同高速轴的计算方法类似，可得中间轴和输出轴的工作寿命分别为：，显然、均大于，所以这两类轴承也能满足工作要求。五、润滑与密封目的分析过程结论润滑与密封1润滑方式的选择 轴承润滑：因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，固轴承选择润滑脂润滑。齿轮润滑：i，ii，iii轴的齿轮线速度均小于12m/s，且两个大齿轮的直径仅相差37mm，固在密封的减速箱内可选