带式输送机一级减速器课程设计计算说明书(共26页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上机 械 设 计 课 程 设 计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置设计设 计 者： 第 五 小 组 指导老师： 李 晔 老 师设计时间： 2012 年 7 月 设计单位：贵州大学工业工程091班目录一 课程设计任务书··························1二 设计要求··

2、83;·····························2三 设计步骤···················&#

3、183;············2四 计算项目及内容··························2（一）. 选择电动机········

4、;····················3（二）. V型带及带轮的计算····················3（三）. 齿轮传动的设计计算·····

5、;···············5（四）. 轴的设计计算························9（五）. 滚动轴承和传动轴承的设计······

6、;······10（六）. 键的设计····························18（七）. 箱体结构设计············

7、;············20（八）. 润滑密封设计························22（九）. 参考资料··········

8、;··················22一 课程设计任务书1 设计题目：带式输送机传动装置 2工作条件及设计要求 带式输送机传动装置如上图所示，主要完成输送带运送机器零部件。该机室内工作，单向运转，工作有轻微震动，两班制。要求使用期限十年，大修三年。输送带速度允许误差正负5%。在中小型机械厂小批量生产。3.原始数据：输送带工作压力F=10000N输送带速度V=0.8m/s卷筒直径D=400m/s二.设计要求： 1)

9、传动方案简图12张 2）减速器装配草图1张（A1） 3)减速器二维装配图一张（A1） 4）完成二维主要零件图两张(A3) 5)编写设计任务说明书三设计步骤1.选择电动机2.V型带及带轮的设计计算3.齿轮传动的设计计算4.轴的设计计算5.滚动轴承和传动轴承的设计6.键的设计7.箱体结构设计四 计算项目及内容如下·计算项目及内容 主要结果一、选择电动机带输出功率 Pw=104N0.8m/s=8Kw pw=8Kw =0.970.9930.990.96Pd= Pw/ =8.9KW 电动机选用：工作机卷轴转速=*60r/min=36.22r/min Y180L-8 选择发电机：V带传动比24

10、齿轮传动比：35总传动（620）电动转速范围na=(620)r/min电动机：Y180L-8 转速：730r/min总传动比i=19.10 i带 = 4V传动比：4 齿轮：4.78 i齿 =4.78二、V型带及带轮的设计计算· V型带的设计· 传动比i1=4· 工作情况系数 查表138(P218课本) 取KA=1.2 取KA=1.2 查表138 · 计算功率 (P218课本)由PC=KA*P=1.2 PC=1.2KW· 选用普通V型带 选用普通V型 带· 大小带轮直径由转速功率选用d1=160200 选用d1=180mm d1=180

11、mm d2=n1/n2d1(1-)=706mm d2=706mm· 验算V型带速度 v=n1d1/603=7303=6.88m/s v=6.88m/s 带选在525m/s范围内 合适· 初定中心距a0=1.5(d1+d2)=1329mm 取a0=1350mm a0=1350mmfnhnvklv补充库存 计算项目及内容 主要结果计算项目及内容 主要结果· 初定V带长度 L0=2a0+(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0mm L0=4143mm 4143mm· 确定V带长度 由L0查表123(P213课本) Ld=4500mm取Ld=4500mm

12、3; 确定中心距 a=a0+(LdL0)/2=1350+()/2=1529mm a=1529mm· 计算小带轮包角1=180o(d2d1)/a57.3o=180o()/.3o 160o>120o 1160o· 查P217页（课本）表137得 包角修正系数K=0.95 包角修正系数 K=0.95· 查带长修正系数KL 查表132（课本P213页） 得KL=1.15 带长修正系数 KL=1.15 · 单根传递功率Pn 1=730 n 2=730d1(1)/d2查表133（课本P214）得 P=2.81Kw P=2.81Kw· 单根带传递功率增

13、量P0 查表135（课本P216） 得P0=0.22Kw P0=0.22Kw· 计算V带根数Z Z=PC/(P+P0)KL=13.2/(2.81+0.22)×0.95××1.154 Z=4 计算V带对轴拉力F0 F0=500PC/2V（2.5/K-1)+qv2399N F0=399N (查表131 课本P212取q=0.17)2计算两带轮的宽度B B=(z-1)e+2f=81.2mm (课本P224 表1310) B=81.2mm计算项目及内容 主要结果三、齿轮传动的设计计算 根据：传递功率P=8.24Kw 传动比i=4.78 n=182.5r/min小

14、齿轮的转速 n=182.5r/min （小齿轮）工作时间：十年 闭式传动· 材料选择：小齿轮 45号钢 调质 大齿轮 45号钢 正火（课本P166）精度等级 8级 （课本P168表112）大齿轮硬度 190HBS 小齿轮硬度 240HBS· 按齿面解除疲劳设计初选参数 z1=30 z1=30 z2=iz1=143.4 取整 143 z2=143齿厚系数b=1.1(查表116 课本P175) 齿厚系数： b=1.1· 计算实际传动比、传动比误差 U=z2/z1=4.77 u=z2z1=0.21%<3%· 计算转矩TT1=9.5565N/mm T1=9

15、.5565· 确定载荷系数K K=1.4(查表113 课本P169) 载荷系数: K=1.4· 查表确定两齿轮的极限应力 接触疲劳极限Hlim1=580MPa Hlim2=370MPa弯曲疲劳极限FE1=450MPa FE2=310MPa 计算项目及内容 主要结果· 确定许用应力（按接触疲劳强度计算） SH取1 查表115（课本P171）H1=Hlim1/SH=580MPaH2= Hlim2/SH=370MPa 取小值，所以H=370Mpa H=370Mpa· 求出d1确定标准模数m 模数m=d1/z1 查表41课本P57 取m=4 模数:m=4

16、83; 校核齿根弯曲疲劳强度· 两齿轮的分度圆直径d1=mz1=120mm d1=120mmd2=mz2=572mm d2=572mm· 两齿轮齿宽B1=d1=1.1×128.8141.7取B2=145mm B1=150mm B1=150mm B2=145mm· 查表两轮的齿形系数和应力修正系数齿形系数YFa1=2.55(查图118 课本P173) YFa2=2.55齿根修正系数 YSa1=1.63 YSa2=1.82 计算项目及内容 主要结果· 计算许用弯曲应力SF=1.25(查表115 课本P171)F1=FE1/SF=450/1.25=3

17、60MPa F=148MPaF2=FE2/SF=310/1.25=248MPa取小值F=148Mpa 验算齿轮的弯曲强度校验合格 校验合格· 计算齿轮传动中心距中心距a=(d1+d2)/2=(120+572)/2=346mm a=346mm 计算齿轮的圆周速度 V=1.15m/s(1) 两齿轮的几何尺寸计算齿顶圆直径da1=d1+2ha=120+2ha*m=128mm da2=d2+2ha=572+2ha*m=580mm(2)齿根圆直径df1=d2(ha*+c*)m=120+2×4×1=110mm df1=110mm df2 =d2-2(ha*+c*)m=572+

18、8=580mm df2 =580mm(3)分度圆直径d1=mz1=120mm d1=120mm d2=572mm d2=mz2=572mm 计算项目及内容 主要结果（4）基圆直径 db1=d1×cos20°113mm db1=113mm db2=d2×cos20o538mm db2=538(5)齿顶高、齿跟高、齿全高ha*=ha*m=4mm ha*=4mmhf=ha*c*m=5mm hf=5mmh=ha+hp=9mm h=9mm （6）齿定径向间隙 C=c*m=0.25×4=1mm C= 1mm（7）齿厚、齿槽宽、齿距 s=e=m2=6.28mm p=1

19、2.56mm p(齿距)=m=12.56mm s=6.28mm（8）两尺的中心距 a=346mm（9）齿顶圆的压力角 =20o（10）计算重合度 =1.88-(1/z1+1/z2)1.75计算项目及内容 主要结果汇总计算结果如下表： 小齿轮(mm)大齿轮(mm)分度圆直径d120572齿顶高44齿根高hf55齿全高h99齿顶圆直径 128580齿根圆直径110562基圆直径113538中心距a346传动比i4.77四、轴的设计计算· 各轴的转速n1=730×14=182.5r/min n1=182.5r/minn2=n1/i2 =182.5×14.78=38.18

20、r/min n2=38.18r/minn3=n2=39.18r/min n3=39.18r/min 输入功率：高速轴P1=Pd1=8.94×0.96=8.58kw低速轴：P2= Pd12=P1×0.97×0.99=8.24kw P3=P2×0.99×0.99=8.08kw· 各轴输出转矩电机转矩Td=1.17×105 N*mmT1=Td×0.99=1.17×0.96×105=1.12×105N*mmT2=T1 ×0.99×0.97=1.12×0.99

21、15;0.97×105 =1.08×105N*mmT3=T2×0.99×0.99=1.08×105×0.992 =1.06×105N*mm计算项目及内容 主要结果各轴的输出功率 P1=8.49KwP1=8.59*0.99=8.49Kw p2=8.16kwP2=8.24*0.99=8.16Kw p3=8.00kwP3=8.08*0.99=8.00Kw· 各轴输出转矩T1=1.12×105×0.99=1.11×105N*mmT2=1.08×105×0.99=1.07&#

22、215;105N*mmT3=1.06×105×0.99=1.05×105N*mm轴名功率P/kw转矩T/(N·mm)转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入 输出轴8.588.941.121051.11105182.540.99轴8.248.491.081051.0710538.284.780.99轴8.088.161.061051.0510538.1810.99五、滚动轴承和传动轴的设计 1、高速轴的设计 （1）输在轴的上的功率P1、转速n1、转矩T1 由上可知P1=8.58Kw, n1=182.5r/min , T1=1.12105m计算项目及

23、内容 主要结果(2) 求作用在齿轮上的力因已知高速小齿轮的分度圆直径d1=120mm , Ft=1866.67N 圆周力： 径向力： Fr=679.41N 轴向力: Fa=0（3）初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据机械设计基础表14-2，取，于是， dmin=40.9mm由于键槽的影响，故输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径， 取，根据带轮结构和尺寸，取。 计算项目及内容 主要结果（4）齿轮轴的结构设计(a).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足带轮的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩，故取2段的直径d2=d1+2h1=45+2×2=49mm； 2

24、).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向 力的作用，故选用角接触球轴承按照工作要求并根据 3)查手册选取单列深沟球球轴承6210，其尺寸为 故。长度l3=20mm l3=20mm4)取d4=52mm l4=12mm d4=52mm l4=12mm5).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端5的直径 d5=52mmd5=52mm l5=150mm l5=150mm6)取d6=52mm l6=12mm d6=52mm l6=12mm7).第六段为深沟球轴承的定位轴向。其直径应小于深沟球轴承的内圈外径，取d7=49mm,长度l7=20mm d7=49mm l7=20mm 至此，已初步确定了轴的各段和

25、长度。计算项目及内容 主要结果1段d1=45mmL1=80mm2段:d2=47mmL2=40mm3段d3= 49mmL3=20mm4段d4= 51mmL4=12mm5段d5= 53mm.L5=150mm6段7段d6=55 mmd7 = 49mm L6 =12mmL7=20mm (b) 轴上零件的周向定位由机械设计课程设计表109查得带轮与轴的周向定位，采用平键连接截面。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为（c）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角。 轴端圆角: （5）求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩

26、图和扭矩图 L=194mm,K=1.41)求垂直面的支撑反力 F1V=339.71N F2V=339.7N计算项目及内容 主要结果2) 求水平面的支撑反力3）绘制垂直面的弯矩图5）绘制水平面的弯矩图6）求合成弯矩图7)求轴传递的转矩8)求危险截面的当量弯矩从图可以看出面a-a面最危险，其当量弯矩为：取折合系数，代入上式得 MG=117.46N*m9) 计算危险截面处的轴的最小直径 轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计基础表14-2查得由表14-3查得 计算项目及内容 主要结果考虑到键槽对轴的削弱，将最小直径加大5%而实际设计的危险截面处的因此该轴符合要求低速轴 (二).低速轴的设计.输出轴上

27、的功率、转速和转矩 由上可知，.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 圆周力： 径向力： 轴向力：.初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据机械设计基础 表14-2，取，于是 P2=8.16kwdmin=C33pn C取110，P2=8.16kw T=1.08×105 T=1.08×105,n2=38.18r/min 所以 dmin=.1638.18mm=65.75mm计算项目及内容 主要结果轴的结构设计(1) 低速轴的尺寸右起第一段取为l1,外伸与联轴器相连，取轴长l1=40mm,由课本P77表47所确定 d1=dmin1+3%=67.7225mm

28、单键 d1=67.7225 d1=dmin1+7%=70.3525mm 双键 由h1=(0.070.1)d1 取单键 所以h1=0.1d1=6.7722(2) L2为联轴器与箱体之间，其直径 d2=81.267d2=d1+2h1=81.267mm轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与联轴器左端面的距离为35mm,所以 l2=65mm取轴长 l2=65mm(3) 右起第三段L3，该段装有滑动轴承，选用深沟球轴承，选用6217轴承，其尺寸:d×D×B=85×150×28 l3=28mm选用直径为d3=85mm,长度l3=28mm(4)

29、右起第四段L4,取l4=5.5mm,与轴肩等长，取d4=88mm l4=5.5mm(5) 右起第五段，该段上装有大齿轮，并且齿轮用键连接直径要增加5%，因为d5=88.267mm,所以实际直径为d5=d51+5%=92.68mm l5=145mm长度l5=145mm(6) 右起第六段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩， l6=5.5mm取轴肩的直径为d6=105.9204mm长度l6=5.5mm(7) 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，d7=85mm l7=28mm长度l7=28mm计算减速器输出轴的危险截面直径因为圆周力Ft=1866.67N 轴向力Fa=0 N 径向力Fr=679.41N d

30、2=572mmL=202 K=119计算项目及内容 主要结果所以垂直面的支承反力：F1V = Fr*L2-Fa*d2/2L=679.41×101-0× = 339.705N F1V= 339.705NF2v= Fr-F1v679.41-339.705 = 679.41N F2v = 679.41N水平面的支承反力：F1H = F2H = Ft2 = 1866.672 = 933.335N F1H= 933.335N绘垂直面的弯矩图：Mav = F2v * L2=679.41×0.202 2=68.62N Mav = 68.62N Mav=F1v * L2=339.

31、705 × 0.2022=34.31N Mav=34.31N绘水平面的弯矩图：Mah = F1H * L2 =933.335 ×0.2022 =94.27N Mah =94.27N 求合成弯矩图：考虑到最不利的情况，把Maf 与Mav2+MaH2直接相加，而MaF=0,所以 Ma=Mav2+MaH2=68.622+94.272=116.60 Ma=116.60Ma'=M'av2+M'aH2=34.312+94.272=100.32 Ma'=100.32求轴传递的转矩：T=Ft * d22 =1866.67×0.5722 =533.8

32、7N*m T=533.87N*m由图知: 其当量弯矩为 Me=Ma2+(2T)2如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数=0.6，代入上式可得： Me=116.602+(0.6×533.87)2=340.88 Me=340.88计算危险截面处轴的直-径轴的材料（用45号钢，调制处强，由表141查得B=65MPa）由表143查得-1b=60MPa , 则d3Me0.1-1b=340.88×1030.1×60=38.44mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故 d = 1.05×38.44=40.362mm计算项目及内容 主要结果弯矩图如下：计算项

33、目及内容 主要结果(三)滚动轴承的校核 1、 轴承的预计寿命 LH=16 LH=16· 计算输入轴承.(1)已知 n=382.5r/min; 两轴的径向反力 FR1=FR2=933.34N由选定的深沟球轴承 6210，C=35.0KN Cor=23.2KN （查表59，机械设计课程设计P99）P = FR = 933.34；t=1，fp=1.2 (课本P279.表168和表169)L=6h>Lh达到预期寿命要求，所以此轴承合格.2、输出轴的轴承设计计算 轴承的预计寿命tH=16×365×10=58400h tH=58400h（1） 计算当量动载荷P因该轴承在

34、此工作条件只受到径向力作用，所以P=FV=933.335N P =933.335N（2） 求轴承应有的径向基本额定载荷值P=Fr=933.335 P=933.335 (3) 由选定的深沟球轴承6217. Cr=83.2KNCor=63.8KN (查表59，机械设计课程) =3温度系数fx=1,fD=1.2 (课本P299，表168和表169)L=10660n(ftCfpP)=10660×38.18×(1×83.2×1031.2×933.35)3=18.43×103H L=18.43×103h六、键连接设计低速轴键连接设计 输出轴与大齿轮联接采用平键联接轴径 d5=92.68mm L5=145mm T=1.08×105N*mm查书P156 得选择A型平键. 键 22×14 GB/T 10962003 L = L5-b = 145-22 = 123N*m L = 123N*m h = 14mm p=4Tdhl=4×1.08×105mm92.68×14×123=2.71MPa<p (110MPa)计算项目及内容 主要结果 输入轴与大带轮的联接采用平键联接此段轴径 d1=45mm L1=80mm T=1.12×105