皖西学院机械设计课程设计(带式输送机传动装置设计)

1、 机械设计课程设计 目 录一 、 总体方案设计. . 2二 、设计要求 . 2三 、 设计步骤 .1. 传动装置总体设计方案 . .22. 电动机的选择. .33. 计算传动装置的传动比及各轴参数的确定. .44. 齿轮的设计 . .65. 滚动轴承和传动轴的设计. .8 附：两根轴的装配草图. .166.键联接设计. .187. 箱体结构的设计. .198.润滑密封设计 . .20四 、 设计小结 . .20五 、 参考资料 . .21一 、总体方案设计课程设计题目：带式运输机传动装置设计（简图如下1V带传动2电动机3-圆柱齿轮减速器4联轴器5输送带6滚筒1.设计课题：设计一用于带式运输上的

2、单级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，使用寿命 5年，每年365天，每天24小时，传动不逆转，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%。2.原始数据：题号3第一组运送带工作拉力F/KN运输带工作速度v/(m/s)滚筒直径D/mm1.91.6400二、设计要求1减速器装配图1张(三视图，A1图纸)；2.零件图两张（A3图纸，齿轮，轴，箱体）；3.设计计算说明书1份(8000字左右）。三、设计步骤1. 传动装置总体设计方案1）外传动机构为V带传动。2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。3) 方案简图如下图： 1V带传动；2电动机；3圆柱齿轮减速器； 4联轴器；5输送带；

3、6滚筒一传动方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比需求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能。适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为 由机械设计基础课程设计指导书表2-3可知：1：带传动 0.96（球轴承）2：齿轮传动的轴承 0.99 （8级精度一般齿轮传动）3：齿轮传动 0.97（弹性联轴器）4：联轴器 0.975：卷筒轴的轴承 0.986：卷筒的效率 0.96所以电

4、动机所需工作功率为 3）确定电动机转速 V带传动的传动比i1=(2-4)，单级齿轮传动比 i2 =(3-5)，一级圆柱齿轮减速器传动比范围为i=（6-20），而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为： 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计基础课程设计指导书附录8，附表8-1选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y1600M1-84720 2.0 2.0Y132M1-6 4 960 2.0 2.0 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1000的电动机，所以电动机的类型为

5、Y132M1-6。3.计算传动装置的传动比及各轴参数的确定(1)传动比为 （ 为电动机满载转速，单位：r/min ） 分配各级传动比时由机械设计基础课程设计指导书表22圆柱直齿轮传动比范围i1=（35）V带传动范围（24）取值i0=3所以i=131).各轴的转速 I轴 n1 = II轴 卷筒轴 nm为电动机的满载转速r/min；n1n2为I轴II轴 （I轴高速轴II轴为低速轴）的转速，i0电动机至I轴的传动比，i1为I轴至II轴的传动比。 2).各轴的输入功率 电动机轴 w轴I 滚筒轴 3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为： I轴 II轴 滚筒轴 将上述计算结果汇总如下表所示：轴名功率P/

6、kw转矩T/(N·m)转速n/(r/min)传动比效率I轴3.552 106.0132030.97II轴3.2 40076.441180.90卷筒轴3.01 376.2576.4电动机3.736.89604.齿轮的设计1） 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选9级精度，要求齿面粗糙度 R3.26.3.（2）按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。确定有关参数与系数：1）、转矩T1 2）、载荷系数K查表10.11取K=1.1 3

7、）、齿数z1齿宽系数小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数z2=100.因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取。 4）、许用接触应力 由图10.24查得 由表10.10查得SH=1。 查图10.27得 由式（10.13）可得 故 由表10.3取标准模数m=2.5。 （3）计算主要尺寸 经圆整后取b2=65。 （4）按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（10.24）得出，如则校核合格。 确定有关系数与参数：1） 齿形系数YF查表10.13得 YF1=2.65，YF2=2.18。2） 应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.80。3） 许用弯曲应力 由图

8、10.25查得 。由表10.10查得 。由图10.26查得 。由式（10.14）可得 故齿轮弯曲强度校核合格。（5）验算齿轮的圆周速度v 由表10.22可知，选9级精度是合适的。（6）计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图。 略。将上述计算结果整理如下表所示：名称小齿轮(mm)大齿轮(mm)分度圆直径d62.，5250齿顶高2.52.5齿根高3.753.75齿全高h6.256.25齿顶圆直径64.5252齿根圆直径55242.5基圆直径58.73234.92中心距a156.25传动比i45 V带的设计 （1）确定计算功率Pc 由表8.21查得KA=1.3，由式（8.12）得 （2）选取普通V带型号根

9、据Pc=7.15kW、n1=960r/min， 由图8.12选用B型普通V带。 （3）确定带轮基准直径dd1、dd2根据表8.6和图8.12选取dd1=140mm，且dd2=140mmddmin=125mm。大带轮基准直径为 按表8.3选取标准值dd2=500mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为 从动轮的转速误差率为 在 以内为允许值。（4）验算带速v 带速在525m/s范围内。（5）确定带的基准长度Ld和实际中心距a 按结构设计要求初定中心距a0=1500mm。由式（8.15）得由表8.4选取基准长度Ld=4000mm。由式（8.16）的实际中心距a为 中心距a的变化范围为 （6）校

10、验小带轮包角 由式（8.17）得 （7）确定V带根数z由式（8.18）得根据dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.10，根据内插法可得取P0=2.82kW。由式（8.11）得功率增量为由表8.18查得Kb=根据传动比i=3.35，查表8.19得Ki=960r/min则由表8.4查得带长度修正系数Kl=1.13，由图8.11查得包角系数Ka=0.95，得普通V带根数圆整得z=4。（8）求初拉力F0级带轮轴上的压力FQ由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为（9）带轮的结构设计按本章8

11、.2.2进行设计（设计过程及带轮零件图略）。（10）设计结果选用3根B-3150GB/T 115441997的V带，中心距a=968mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=469.0mm，轴上压力FQ=2067.4N。6.传动轴的设计齿轮轴的设计 (1) 确定输入轴上各部位的尺寸（如图） (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45并经调质处理，硬度217255HBS轴的输入功率为PI= 4.03 KW 转速为n=286.57 r/min根据机械设计基础P265表14.1得C=107118.又由式（14.2）得：d(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该

12、增加3%5%，取D1=30mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 则第一段长度L1=60mm右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=20mm（因为轴承是标准件，所以采

13、用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm，长度取L4= 10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mm，分度圆直径为62.5mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=67.5mm，长度为L5=70mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm长度取L6= 10mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6） 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的

14、大小、方向： 小齿轮分度圆直径：d1=62.5mm作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55×106·P/n=134300N·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×134300/250=1074.40N 求径向力FrFr=Ft·tan=1074.40×tan200=391.05NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴上支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：FA=FB=Ft/2 =537.2N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么FA=FB =Fr/2=195.525 N（

15、6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=PA×24=53.352 N·m 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×24=19.2 N·m 合成弯矩： （7）画转矩图：T1 =138.952N·m （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=100.825 N·m ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0

16、.1·D43)=100825/(0.1×483)=9.11 Mpa <-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=83.371/(0.1×403)=13 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： 2.输出轴的设计计算确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）(2)按扭转强度估算轴的直径(1) 由前面计算得，传动功率P2=4.207kw, n2=76.19r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理， 硬度2172

17、55HBS根据课本（14.2）式，并查表14.1，得d(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取（41.9747.18），根据计算转矩T= 9.55×106·P/n=527.324 N·mTc=RA×T=1.3×527324=685.49N·m查标准GB/T 50142003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=84mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联

18、轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为d×D×B=55×90×18，那么该段的直径为55mm，长度为L3=32右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=11.5mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=1

19、8mm(4) 按弯扭合成强度校核轴径按设计结果画出轴的结构草图（图a）1） 画出轴的受力图（图b）2） 作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）截面处的弯矩为MHI=2003.3×97/2=97160N·mm截面处的弯矩为MHII=2003.3×23=46076N·mm3） 作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145截面处的弯矩为 MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm截面处的弯矩为MrII =FVB·23=729.145

20、15;23=16770.3N·mm4)合成弯矩图（图e）MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mmMII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm5） 求转矩图（图f） T=9.55×106×P/n=9.55×106×4.207/76.19=527324 N·mm求当量弯矩6） 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6截面: MeI=( 609252+(0.6×5273242）1/2=322200 N·mm截面：MeII=(

21、 490332+(0.6×5273242）1/2=320181 N·mm8)确定危险截面及校核强度由图可以看出，截面可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面进行校核。截面：eI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa截面：eII=MeII/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa查表得-1b=60Mpa,满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。其受力图如下7滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh5×365×24=43800小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载

22、荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05NP=fp Fr=1.1×391.05=430.155N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本P284页，选择6208 轴承 Cr=29.5KN根据课本式15-5有算得Lh=187589.7743800预期寿命足够此轴承合格其草图如下：2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值（3）选择轴承型号查课本P154页，选择6011轴承 Cr=30.2KN由课本式11-3有预期寿

23、命足够此轴承合格8、键的设计1）联轴器的健a、选择键的型号：C型键 由轴径d1=45mm，在表14.8查得键宽b=14mm，键高h=9mm，L=36160mm。 L=54mm（1.61.8）d=7281mm l1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得jy1=4T/(dhl1) =4×525.87×1000/（45×9×47）=110.47MPa【jy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)b、写出键的型号：选键为C14×70GB/T1096-19792）齿轮键的选择a、选择键的型号：A型键轴径d4=60mm，为了使加工方便应尽量

24、选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表14.8得键宽b=18mm， h=11mm，L=50200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mmjy2=4T/(dhl2)=4×525.87×1000/（45×11×38）=111.79MPa【jy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)b、写出键的型号：取键A18×80GB/T1096-19793）输入端与带轮键选轴径d4=30mm，查表14.8取键10×8。即b=10，h=8，L=50l2=L-10=60-10=50mmjy2=4T/(dhl2)=4×138

25、.95×1000/（30×8×50）=46.317【jy】9、联轴器的选择1）、计算联轴器的转矩由表16.1查得工作情况系数K=1.3由式16.1得主动端 TC1=KT2 =1.3×400=520N·m  从动端TC2=KTW =1.3×376·=488.8N·mTm=1250N·m（附表.）由前面可知： dC =40.2344.37mm又因为d=C（1+0.05） =（40.2344.37）（1+0.05） =42.2446.59mmn2=76.r/minn=4000r/min由附表9.4可确

26、定联轴器的型号为弹性柱销联轴器2）确定联轴器的型号HL4 GB5014-。 由其结构取 L=11.5 d=55 D=6410.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。1）.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2）.考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。3）.机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=

27、5。机体外型简单，拔模方便。4.）对附件设计 A 视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。 B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度

28、升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。 E位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。11. 润滑密封设计 对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+，H=30 =34。所以H+=30+34=64。 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的