机械设计课程设计带式输送机传动装置课程设计

1、邵 阳 学 院机械设计课程设计课 题 名 称 带式输送机传动装置 学 生 姓 名 学 号 0540718066 系 、专 业 机械设计制造及其自动化 指 导 教 师 职 称 2007年 12 月 30 日前 言机械设计课程设计是培养学生具有设计能力的技术基础课。机械设计课程设计则是机械设计课程重要的实践性教学环节。通过课程设计实践，可以树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和有其他先修课程的理论与生产实际知识去分析及解决机械设问题的能力。 机械设计工作，可以分为计算和结构设计两部分，它们是紧密相关、互相联系的。机械设计完成的图纸表示的是机械的结构，按图纸加工出的机器，应具有

2、使用者要求的性能。所以，机械设计和加工者直接接触的是机械的结构。为了使机械结构具有要求的性能、工作可靠、经济实用，在很多情况下要进行计算。计算做为结构设计的依据，而计算数据必须以机械结构为对象，如强度计算必须知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必须知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交叉、反复进行的。目 录 第1章 设计任务书 3第2章 电动机的选择 4第3章 传动装置的运动和动力参数 5第4章 皮带轮传动的设计计算 7第5章 齿轮传动的设计计算 9第6章 轴的设计计算 13第7章 滚动轴承的选择与校核 22第8章 键的选择与校核 24

3、第9章 箱体的设计 25第10章 润滑和密封的设计 27第11章 设计总结 28第12章 参考文献 29第1章 设计任务书1.1 设计带式输送机的传动装置原始数据：输送带工作拉力：f=2300 f/n；输送带工作速度：v=1.5m/s；滚筒直径：d=400mm；每日工作时数：t=24h；传动工作年限：a=5；注：传动不可逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差为5%。设计工作量：1设计说明书1份；2.减速器装配图1张（a0或a1）；3零件工作图13张。第2章 电动机的选择2.1电动机的选择2.1.1选择电动机的类型。按工作要求和工作条件选用y系列三相异步电动机。2.1

4、.2选择电动机的容量：标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。2.1.2.1工作机的有效功率为：2.1.2.2电动机到工作机输送带间的总效率为： = 1233451、2、3、4、5分别为带、轴承、齿轮、联轴器、滚筒的传动效率。 查表得1=0.96 ，2=0.98 ，3=0.97，4=0.99，5=0.96。 所以=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96 =

5、0.852.1.2.3电动机所需工作功率为： 2.1.2.4确定电动机的转速取齿轮传动一级减速器传动比的范围i1=36。取v带传动比i2=24。则总的传动比 i= i1i2=624。工作机卷筒的转速为：电动机转速的可选范围为： 符合这一范围的同步转速有720r/min，1000r/min和1500r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型，容量，转速，由课程设计指导书表14.1选定电动机型号为y132m-6，其主要性能如下： 电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)起动转矩/额定转矩

6、最大转矩/额定转矩y132-65.59602.02.0第3章 传动装置的运动和动力参数3.1计算传动装置的总传动比i 并分配传动比。3.1.1总传动比i 为：3.1.2分配传动比：因为当传动装置由普通v带传动和齿轮减速器组成时，带的传动比不宜过大，否则会使大带轮的外圆半径大于齿轮减速器的中心高，造成尺寸不协调或安装不方便。初选齿轮的传动比为i1=5。则v带的传动比为：3.2计算传动装置各轴的运动和动力参数3.2.1各轴的转速。轴：轴：轴：轴：滚筒轴：3.2.2各轴的输入功率：3.2.3各轴的输入转矩为：电动机输出转矩为： 轴：轴：轴：轴：滚筒轴： 将上述计算结果汇总于下表，以备查用：轴名功率p

7、/kw转矩t/(nmm)转速n/(r/min)传动比i电动机4.064.04×1049601轴4.064.04×1049602.666轴3.901.03×105360.11轴3 .901.03×105360.15轴3.714.92×105721滚筒轴3.534.77×10572 第4章 皮带轮传动的设计计算4.1由任务书知选择普通v带进行传动由课本表5-8查得v传动的工作情况系数 ka为：ka=1.18+0.2=1.38pc= ka ×p=1.38×5.5=7.59kw由pc=7.59kw，nm=960r/min.

8、和课本图5-10得：应选用a型v带。4.2确定带轮基准直径。由课本表5-10知a型v带的最小直径为75mm，则初选dd1=100mm。4.3验算带速。v 在5-25m/s之间，满足带速要求。4.4计算从动带轮的基准直径。 按带轮基准直径系列取dd2 =265mm，则实际传动比为：传动比误差相对值为：因为 1.28%<5% 固所选大带轮直径可用。4.5确定中心距a0和带的基准长度ld 0.55(dd1+dd2)a2(dd1+dd2)0.55(100+265)a2(100+265)200.75a730取a0=600mm 由课本表5-4得：ld =1800mm实际中心距 4.6校核小带轮的包角

9、1 因为1=164.440>1200,所以满足要求。4.7确定v带的根数： 由课本表5-6得：p0=0.95由课本表5-9得：p0=0.11由课本表5-11得：k=0.0.96由课本表5-12得：kl=1.01取z=8根。4.8计算带的张紧力和压轴力。单根带的张紧力为：由课本表5-2得q=0.10kg/m带轮的压轴力为：第5章 齿轮传动的设计计算5.1选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数。由工作条件及课本表6-5，表6-6。选择小齿轮的材料为40cr调质处理，硬度241286hbs，b=686mpa，s=490mpa；大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度197255hbs，b=608mp

10、a，s=314mpa；由课本，表6-3和表6-4选7级精度。取小齿轮齿数z1=20，则大齿轮齿数为：z2=i1×z1=5×20=100实际从动轴的速度为：转速相对误差为合格。5.2按齿面接触疲劳强度设计。转矩t1=1.03×105 nmm由课本表6-10，软齿面齿轮，对称安装，查得齿宽系数d=0.81.4，取d=1.0。由表6-7查得使用系数ka =1.00。由图6-8，按齿轮在两轴承中间对称布置，取k =1.07。由表6-8，按齿面未硬化，直齿轮，7级精度。 初步确定节点区域系数zh=2.5，重合度z=0.9,由表6-9确定弹性系数ze=1齿面接触许用应力为：由

11、图6-22，查取齿轮材料疲劳极限应力：hlin1=780mpa, hlim2=550mpa.小齿轮应力循环次数n1=60n1rtn=60×360.1×1×24×365×5=9.46×108大齿轮应力循环次数n2=60n2rtn=60×72.02×1×24×365×5=1.89×108由表6-11求得接触疲劳强度计算的寿命系数zn由图6-23查取工作硬化系数zw=1.15。由表6-12查取安全系数sh=1；取小齿轮宽度b1=55mm,大齿轮的宽度b2=50mm；取m=2.5mm

12、强度足够。齿轮分度圆直径：d1=mz1=2.5×20=50mm；d2=mz2=2.5×100=250；按计算结果校核前面的假设是否正确：齿轮节圆速度：原假设合理。k=1.0 ，由：齿轮接触疲劳强度安全。5.3按齿根弯曲疲劳强度校核。计算公式按课本（6-11）由图6-18查得，小齿轮齿形系数yfa1=2.9大齿轮齿形系数yfa2=2.22。由图6-19查得，小齿轮应力修正系数ysa1=1.56，大齿轮应力修正系数ysa2=1.8。由图6-12查得a1/z1=0.038，a2/z2=0.0085。代入z1=20，z=100 得：a1=0.76 ， a2=0.85 ，a=a1+a

13、2=0.76+0.85=1.61由图6-20查得：重合度y=0.7。计算弯曲疲劳许用应力f按图6-24查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力：flim1=320mpa, flim2=250mpa。由表6-13：由图6-25查取尺寸系数yx=1，由式（6-14）取yst=2。弯曲疲劳强度安全系数sf按表6-12取sf=1.23。应按大齿轮校核齿轮的弯曲疲劳强度。故弯曲疲劳强度足够。5.4 计算齿轮传动的中心距a。5.5计算齿轮的圆周速度v第6章 轴的设计计算6.1输入轴的设计计算6.1.1按扭矩初算轴径。选用40cr，调质处理，硬度241286hbs，材料力学性能数据为：b=735mpa，s=539mpa

14、。根据课本公式（2-44）查表，取c=115，则：考虑到有键槽，将直径增大5%，则：d=(1+5%)×26.72mm。取d=30mm。6.1.2轴的结构设计。根据轴的受力，选取6型滚动轴承，为便于装配，取装轴承处的直d1=35mm，装齿轮处的轴径d2=40mm，考虑到小齿轮分度圆的直径d1=50mm。故将轴改做成齿轮轴。初选滚动轴承为6307，其宽度b=21mm。根据结构要求，先选定d1=32mm，d2=36mm，d3=d5=38mm，d6=d2=36mm，d4处的分度圆直径为50mm。 6.1.3轴上受力的分析，如图所示：下页图一6.1.3.1轴传递的转矩：t1=1.03×

15、;105nm齿轮的圆周力6.1.3.2画出水平面的受力图，计算支点反力。画出水平弯矩图，如图一所示：支点反力： b点弯矩 mbh =149×70=10430nmma点弯矩 mah =2432×110=267520nmm 图一6.1.3.3画出垂直面的受力图，计算支点反力。画出垂直弯矩图，如图二所示：b点弯矩：mbv=750×70=52500nmm6.1.3.4合成弯矩：ma=mah=267520 nmm 6.1.3.5画出转矩图。6.1.3.6计算a、b的当量弯矩，画出当量弯矩图。6.1.3.7校核轴的强度，根据弯矩大小及轴的直径选定a、b两截面进行校核。45钢b

16、=650mpa,按表2-7用插值法-1b=88.6mpa。a截面当量弯曲应力：b截面当量弯曲应力：a、 b两截面均安全。6.1.3.8安全系数校核：由于该减速机轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的切应力。弯曲应力幅：a ='a=58mpa弯曲平均应力 m=0mpa查有关手册得：k=2.62 =0.92 =0.88 由式（2-21）得：切应力幅：查有关手册得：k=1.89 =0.92=0.2 =0。88由式（2-21）得：复合安全系数由式（2-31）得：查表得：s=1.3 s>s 该轴a截面安全。经相同的计算可得b截面安全。故轴的强度安全。6.2输出轴的设计计算

17、6.2.1按扭矩初算轴径。选用45钢，调质处理，硬度217255hbs，材料力学性能数据为：b=650mpa，s=360mpa，-1=270mpa，-1=155mpa，e=2.15×105mpa。根据课本公式（2-44）查表，取c=115，则：考虑到有键槽，将直径增大5%，则：d=(1+5%)×42.8=44.94mm取d=50mm。6.2.2轴的结构设计。6.2.2.1单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体的中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒定位，周向定们采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定们则用过渡配合。6.2.2.2确定轴的各段直径

18、和长度。根据轴的受力，初选6型轴承，为了便于装配，取装轴承处的直径d1=55mm，装齿轮处的直径d2=60mm，由输入轴知a=b=70mm。初选6311型轴承，其宽度b=29mm。 6.2.3选择联轴器：考虑到起动时的过载，联轴器工作情况系数k=1.5，则联轴器计算转矩为：根据工作要求选取柱销联轴器，由d=50和tc=738nm选取联轴器的型号为（指导书p132 表13.1）hl4联轴器 其允许的最大转矩tp=315nm 6.2.4轴的结构图及受力分析图：图二6.2.4.1轴传递的转矩：t2=4.92×105 nmm=492nm；齿轮的周向力：6.2.4.2画出水平面的受力图，计算支

19、点反力。画出水平弯矩图支反力：b点弯矩：mbh=-1968×70=137760nmm6.2.4.3画出垂直面的受力图，计算支点反力。画出垂直弯矩图；b点弯矩：mbv=716.3×70=50141nmm6.2.4.3合成弯矩：6.2.4.4画出转矩图。6.2.4.5计算b的当量弯矩，画出当量弯矩图。6.2.4.6校核轴的强度，根据弯矩大小及轴的直径选定b截面进行校核。45钢b=650mpa,按表2-7用插值法-1b=60mpa。b截面当量弯曲应力：因b截面处有键槽，故查课本附录表7可得抗弯截面系数w和抗扭截面系数wt计算公式及计算结果为：按轴直径d=60mm由手册查键槽尺寸，

20、初选b=18, t=7；b截面的当量弯曲应力：故b截面安全。6.2.4.7安全系数校核：由于该减速机轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的切应力。弯曲应力幅：a ='b=18.1mpa弯曲平均应力 m=0mpa查有关手册得：k=2.62 =0.92 =0.81；由式（2-21）得：切应力幅：查有关手册得：k=1.89 =0.92=0.2 =0。88由式（2-21）得：复合安全系数由式（2-31）得：查表得：s=1.5 s>s 故轴的强度安全。第7章 滚动轴承的选择与校核7.1正常情况下，轴承的寿命：由工作需要的要求得：轴承的使用时间为lh =5×365

21、×24=43800h轴承1；查课本表(9-8)，取载荷系数fp=1.2。根据已知条件，预选轴承6307：现将计算步骤和结果列于下表：计算步骤及内容计算结果1查手册查出cr值(gb/t276-1994)2fch=149n fah=6403n fcv=750n fch=750n3计算：4由课本公式（9-7）当量载荷p=fpfr得： p=6446.8×1.2=7736.2n5转速n=360r/min6由式（9-10）计算轴承的寿命： 7结论：因为3726<43800，不符合要求，要改用其他的cr=33400nfa=6446.8np=7736.2n3726<43800考

22、虑到轴的结构尺寸和受力要求，现改选n307e。现将计算步骤和结果列于下表计算步骤及内容计算结果1 查手册查出cr值(gb/t283-1994)2fch=149n fah=6403n fcv=750n fch=750n3计算：4由课本公式（9-7）当量载荷p=fpfr得： p=6446.8×1.2=7736.2n5转速n=360r/min6由式（9-10）计算轴承的寿命： 7结论：因为 47699.4>43800 符合要求。cr=62000np=7736.2n47699.4>43800轴承1；查课本表(9-8)，取载荷系数fp=1.2。根据已知条件，预选轴承6311：计算步

23、骤及内容计算结果1查手册查出cr值(gb/t276-1994)2fch=149n fah=6403n fcv=750n fch=750n3计算：4由课本公式（9-7）当量载荷p=fpfr得： p=2097.3×1.2=2513.2n5转速n=72r/min6由式（9-10）计算轴承的寿命： 7结论：因为 5353786>43800 符合要求。cr=71600np=2513.2n5353786>43800第8章 键的选择与校核 在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式为：8.1输入轴上键的选择及校核。输入轴的输入端要求与大带轮联接。根据轴径d=30mm。初选a型平键

24、。b =8mm,h=7mm,l=50mm。即：键 8×100 gb/t1096。l=l-b=50-8=42mm.k=0.5h=0.5×7=3.5mm查课本表13-1，得轻微冲击载荷时，键联接的许用挤压应力p=100120mpa。所以键的挤压强度足够。8.1.1输出轴上键的选择及校核。输出轴上开有两个键槽，分别与齿轮及联轴器联接。8.1.1.1与齿轮联接的键，选择c型，根据轴径d=60mm。查手册得 b×h=18×11,即键宽为18，键宽为18，键高为11，取标准长度为l=40mm，所以l=l-b=40-18/2=31mm。k=0.5h=0.5×

25、11=5.5mm。所以键的挤压强度足够。 8.1.1.2与联轴器联接的键，选择c型，根据轴径d=50mm。查手册得b×h=14×9, 即键宽为14，键宽为9，取标准长度为l=100mm，所以l=l-b=100-14/2=93mm。k=0.5h=0.5×9=4.5mm。所以键的挤压强度足够。第9章 箱体的设计9.1箱体的基本结构设计。箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。

26、箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。9.2箱体的材料及制造方法：选用铸铁，砂型铸造。9.3箱体各部分的尺寸：箱体参数表1：名 称称 号一级齿轮减速器计算结果机座壁厚0.025a+1mm8mm8机盖壁厚10.02a+1mm8mm8机座凸缘厚度b1.512机盖凸缘厚度b11.512机座底凸缘厚度p2.5地脚螺钉直径df0.036a+12mm20地脚螺钉数目na 250mm4轴承旁连接螺栓直径d10.75 df16机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df12连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df10窥

27、视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df8定位销直径d(0.70.8) d29df、d1 、d2至外机壁距离c1见表2d1 、d2至缘边距离c2见表2轴承旁凸台半径r1c2凸台高度h根据低速轴承座外径确定50外机壁到轴承端面距离l1c1+ c2+(58)mm50内机壁到轴承端面距离l2+ c1+ c2+(58)mm58大齿轮齿顶圆与内机壁距离11.210齿轮端面与内机壁的距离2机盖、机座肋厚m1、mm10.851，m0.857轴承端盖外径d2轴承座孔直径+(55.5) d3110 / 130轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d310轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以md1和md3不发生干涉为准表2

28、：连接螺栓扳手空间c1 、c2值和沉头座直径螺栓直径m8m10m12m16m20m24m30c1min13161822263440c2min11141620242834沉头座直径20242632404860第10章 润滑和密封的设计10.1润滑齿轮采用浸油润滑,轴承采用脂润滑。 齿轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑；轴承dpw·n=1.26×104 (23) ×105 所以采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度h1 对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池的距离为50mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择l-ckb 150号工业齿轮润滑油。10.2密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。 10.2.1轴伸出处的密封作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜