机械设计基础课程设计说明书-带式输送机传动装置的设计

1、fe x m书 明 说 计 设程ml/课程名称：机械设计基础课程设计设计题目：带式运输机的传动装置院 系：机械工程系学生姓名：学 号：专业班级：指导教师：2009年03月08日课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名 所在院系机械工程系专业、年级、班0.设计要求:输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限10年，小批量生产。允许输 送带速度误差为±5%。原始数据如下：输送带拉力f (kn)二2.2输送带速度v (m/s) =1.95滚筒直径d(mm)二320学生应完成的工作：1. 编写设计计算说明书一份(6000-8000字)。2. 减速器部件装配图一张

2、(a0或a1)；3. 绘制零件图2-3张。参考文献阅读：1 宋宝玉主编.机械设计课程设计指导书.北京.高等教育出版tt. 2006.2 濮良贵，纪名刚主编.机械设计.北京.高等教育出版社.2006.工作计划:1.设计准备工作1天2.总体设计及传动件的设计计算2天3.装配草图及装配图的绘制5天4.零件图的绘制1天5.编写设计说明书1天任务下达日期：2009年3月08日任务完成日期:2009年3月22日学生(签名):指导教师(签名):一级齿轮减速器摘要:本减速器箱体为焊接，适合小批量生产。生产时依零件图数据为准。按装配图进行装配。关键词：一级 减速器 焊接 电动机 轴齿轮轴承机械设计课程设计计算说

3、明书一、传动方案拟定2二、电动机的选择2三、运动参数及动力参数计算2四、齿轮传动的设计计算3五、轴的结构设计计算 4六、滚动轴承的选择及校核计算7七、键联接的选择及计算8八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 9九、润滑与密封9十、设计小结10一、传动方案拟定设计带式输送机传动装置屮的一级圆柱齿轮减速器（1）工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2）原始数据：滚筒圆周力f=2.2kn；带速v=1.95m/s；滚筒直径d=320mmo二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用丫系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置

4、的总效率：n总二2联轴器xy3轴承xr）齿轮xp|滚筒=0.98 八 2x0.99八3x0.97x0.94=0.85（2）电机所需的工作功率：pd=fv/1000q 总=2200x1.95/1000x0.85=5kw3、确定电动机转速及型号：滚筒轴的工作转速：nw=60x1000v/ttd=60x1000x1.95/nx320=116.38r/min根据机械设计课程设计指导书表9.1,单级圆柱齿轮传动比范围184-9,故电动机转速的可选 范围为 nd=ixnw= （4-9） x116.38=465.52-1047r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min和1000r/min。由机械设

5、计课程设计指导书表14. 1査出 有2种适用的电动机型号（如下表），并列出2种方案。方案电动机型号额定功率满载转速（r/min）传动装置的传动比1 y160m2-8 5.5kw7206.182 y132m2-6 5.5kw9608.25综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方 案1因传动装置尺寸有较大的缩小，故选择电动机型号y 160m2-8o其主要性能：额定功率：5.5kw,满载转速720r/min,额定转矩20。三、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）高速级（电机）n1=720（r/min）底速级（滚筒）n2=116（r/min

6、）2、计算各轴的功率(kw)p1=pdxq 联轴器=5xo.98=4.9kwp2=p1xq 轴承xr齿轮=4.9x0.99x0.98=4.7kw3、计算各轴转矩td=9.55pd/nm=9550000x5/720=66.32x10a3 n*mmtl= tdxq 联轴器xq 轴承=6.632x10a4 x0.98x0.99=66.34*10a3 n*mmtil = tlxq 轴承xq 齿轮=66.34*10a3x0.99x0.97*6.17=393.06*10a3n*mm四、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅机械设计表10-1,选用

7、小齿轮材料为40c(调质)，齿面硬度280hbs； 大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240hbs；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由 dc2.32l<t 1(u+1)/(pd/uze/qha2a (1/3)确定有关参数如下：传动比=6.18取小齿轮齿数z1=24c则犬齿轮齿数：z2=iz1= x24=148.32取z2=148由课本表10-1取(pd=1.(3) 转矩t1t1=9.55x10a6xp1/n1xn 联轴器xq 轴承=49266.8n*mm(4) 载荷系数k :取k=1.3(5) 许用接触应力ohoh= ohlim zn/sh

8、min 由课本图 10-6 查得：ohlim1=600mpa ahlim2=550mpa接触疲劳寿命系数zn：按一年300个工作h,每天16h计算，由公式n=60njtn计算n1=60x720x10x300x16=2.0376x10a9n2=n/i=2.0376x10a9 /6.18=3.3553x10a8查课木图10-19中曲线,得khm=0.90 khn2=0.95按一般可靠度要求选取安全系数shmin=1.0oh仁ohlim1zn1/shmin二600x0.9/1=540 mpaoh2=ohlim2zn2/shmin=550x0.95/1 =522.5mpa故得：d1>2.32 k

9、t1(u+1)/(pd/uze/aha2a (1/3)=49.85mm计算圆周速度 v =ttx49.8x720/ (60x1000) =1.879m/s计算齿宽高z比 b/ho 模数 mt=dt/zt=49.85/24=2.077mm.齿高 h=2.2mt=2.25x2.077=4.673mm.b/h=9.85/4.673.计算载荷系数根据1.879m/s, 7级精度，动载系数，查得kv=1.10,直齿轮kha=kfa=1 ,使用系数ka=1 o由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承对称布置时，khb=1.311.由 b/h=10.67,khb=1.311 查得 kfb=1.47 故载荷系

10、数 k=kaxkvxkh3xkhb=1 x1.1 x1 x1.311 =1.422 故按实际载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1tx(k/kt)a(1/3)=49.85x (1. 432/1. 3厂(1/3)二51. 603mm计算模数 m=dl/zl=51. 603/24=2. 15(6根据齿根弯曲疲劳强度计算设计公式 m>=(ktiyfayysa/6dz1 a2of)a(1/3)确定有关参数和系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限oe500mp;大齿轮的弯曲强度极度ae2=380mp；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn2=0.85 kfni =0.88；计算弯曲疲劳许用应

11、力。取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由式(10-12)得oe 1 =kfn1 xqe1/s=0.85x500/1 .4=303.57mpoe 2=kfn2xoe2/s=0.88x380/1 .4=238.86mp计算载荷系数 k=ka*kv*kfa*kfb=1 *1.1*1.47=1.617查取齿形系数由表 105 查得 yfo=2.56丫fa2 =2.14yfsi=1.58yfa2=1.83计算大小齿轮的丫1丫“讥6并加以比较。小齿轮为0.01379大齿轮为0.01639大齿轮的数值大。设计计算.512*9.948*10000*0.016395/24a2)a(1/3)=1.6612圆整到m=2

12、.0按接触强度分度圆直径d1=49.85mm计算小齿轮齿数z1=49.85/2.0=25大齿轮齿数z2=25*6.18=155计算儿何尺寸 d1 =z1 *m=25*2.0mm=50mmd2=z2*m=155*2.0=310mm计算中心距a=(d1 +d2)/2=180mm计算齿宽取齿宽系数为1则b1 =50mm 取b2=55mm五、轴的结构设计i、高速轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴 系结构草图。1、联轴器的选择可釆用弹性柱销联轴器，查表可得联轴器的型号为hl3联轴器：35x82 gb5014-852、确定轴上零件的位置与固定方式单级

13、减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安 装联轴器，齿轮套筒实现大齿轮轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定， 两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位, 联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位.小齿轮与轴做为一体。3、确定各段轴的直径将估算轴d=30mm为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要取第二段直径为d2=33mm装轴处d2应大于d1,取d3=35mmo根据选定轴承型号确定右端轴承型号与左端轴承相同, 取 d7=35mm.

14、4、选择轴承型号初选深沟球轴承,代号为6207,查手册可得:轴承宽度b=17.5、确定轴各段直径和长度i 段：d1=30mm 长度取 l1=56mmii 段:d2=33mm初选6207深沟球轴承，其内径为35mm,宽度为17mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。通过密封盖轴段长应 根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为54mm,iii段直径d3=35mm1_3=为6207轴承宽度35mmiv段直径应该方便轴承拆卸取d4=40mm长度为齿轮到齿轮端面的距离即l4=22mmv段与小齿轮一体的，相关参数见小齿轮。vi直径也应该方便轴承拆卸取

15、40mm长度为齿轮端面到轴承端面取22vii段安装轴承直径取35mmo长度取17mmo由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=111mm6、轴端倒角以及各轴肩圆周角半径见原图。图形如下图a.7、按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：己知d1=50mm 求转矩：己知t1=66.34n*m 求圆周力：ft根据课本得ft=2t1 /d1=2x66.34/0.05=2653n 求径向力frfr=ft * tana=2653xtan20=965.6n 因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=55.5mm（1）绘制轴受力简图（b图）轴承支反力：fay=fby=fr/2=965.6/2=482.8nfaz=fbz=f

16、t/2=2653/2=1325.5n由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在垂直面弯矩为mc1 =fayl/2=482.8x111 mm-2=26.8n*m截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=1325.5x111 mm-2=73.56n*m(2)绘制合弯矩图(c图)mc=(mc12a2+mc22a2)a(1/2)= (26.8a2+73.56a2)a1/2=78.3n*m(5) 绘制扭矩图(d图)转矩:t1=9.55x (p2/n2) x10a6=66.3194n*m(6) 转矩产生的扭转力按静应力算时，取a二0.3,截面c处的当量弯矩:mec=mca2+(at)a2a(1/2)=

17、78.3a2+(0.3x663.2)2a(1/2)=213.8 n*m(7) 校核危险截面c的强度由式为保证4、6段安全按d=40mm计算。oe=213800/(0.1 da3)=213800/(0.1 x40a3)=33.4mpa< o-1b=60mpa该轴强度足够。ii、低速轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。可知：ob=650mpa,os=360mpa, ob+1bb=215mpaoobb=102mpa,a-1 bb=60mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直

18、径为：d>c45钢根据机械设计课程设计指导书p20取c=100则 d>100x(47/116.38)a(1/3)mm=34.3mm考虑键槽的影响以系列标准，hz d=35mm3、轴的结构设计(1) 轴的零件定位，固定和装配单级减速器屮，可以将齿轮安排在箱体屮央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位， 右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分別以轴承肩和套筒定位，周向定 位则用过渡4、确定轴的各段直径和长度为方便轴承安装初选用6208深沟球轴承，其内径为40mm,宽度为18mm.oi段与联轴器配合长度56mm直径35mm.ii段长度要方便联轴器的安装収54mm直径要方

19、便轴承安装収38mm。(iii) 段要考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取套筒长为22mm,该段 轴长40mm,与轴承配合则直径40mm.(iv) 安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。大齿轮宽48mm,故其下轴长46mm直径46mm.(v) 轴环宽6mm.直径52mm.o(vi) 段主要为固定轴承和方便轴承拆装，取长14mm直径38mmo(vii) 段安装轴承,长18mm,直径40mm.5、轴端倒角以及各轴肩圆周角半径见原图,由以上得图形如下:6、按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：己知d2=310mm 求转矩：己知t3=393.6n-m 求圆周力 ft：根据课本式得 ft=

20、2t3/d2=2x393.6x10a3/310=2539.3n 求径向力式得：fr 二 fttang2539.3x0.36379=923.8n 两轴承对称la=lb=53mm 求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=923.8/2=461.9nfaz=fbz=ft/2=2539.3/2=1269.7n绘制受力简图如图b 由两边对称，截面c的弯矩也对称截面c在垂直面弯矩为mc1=fayl/2=461.9x0.053=24.5n-m截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=1269.7x0.053=67.3n*m 计算合成弯矩mc= (mc1a2+mc2a2) a(1/2)

21、=(24.5a2+67.3a2) a(1/2)=71.6n*m绘制弯矩图如图c 计算当量弯矩：根据课本得a=0.3转矩可由三得出，绘制转矩图如图d。mec=mca2+(at)a2a(1/2)=71.6 a2+(0.3x393.6)a2a(1/2)=138.1 n*m 校核危险截面c的强度oe=mec/ (0.1da3) =138100/(0.1 x46a3)=14.2mpa<o-1 b=60mpa此轴强度足够六、滚动轴承的选择及校核计算高速轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命l'h=10x300x16=48000h(1)由初选的轴承的型号为:6207可知:d=35mm,外径d=7

22、2mm,宽度b=17mm,基本额定动载荷c=25.7kn,基本静载荷co=15.3kn,极限转速8500r/min(2) 已知 nl=720(r/min)由对轴的校荷可知轴承支反力：fay=fby=fr/2=965.6/2=482.8nfaz=fbz=ft/2=2653/2=1325.5n两轴承径向反力：fr1=fr2=( faya2+faza2) a(1/2)=(482.8a2 +1325.5a2)a(1/2)=1410.7 n 设当量动载荷为系数为1.2,轴承只受径向力。则单个轴承的当量动载荷为1.2*1410.7/2=846.4np1=p2 故取 p=846.8n深沟球轴承£=

23、3由课本p324式13-15得达到寿命 lh二 10飞/(60n)*(c/pm厂3二 10飞/(60*720)*(25700/846. 4厂3=648000h预期寿命足够低速轴上的轴承：由初选的轴承的型号为：6208查表 12.1 nj"知:d=40mm,外径 d=80mm,宽度 b=18mm,基本额定动载荷c=29.5kn可知极限转速8000r/min根据根据条件，轴承预计寿命l*h=10x300x16=48000h己知 n=116.38(r/min)两轴承与高速轴轴承径向反力相等：fr1=fr2=435且两轴承都只受径向力。设轴承的载荷系数为p=1.2两轴承对称安装rh对轴的校荷

24、则p1=8476.8np2=846.8n(2)轴承寿命计算p1=p2 故取 p=846.8n深沟球轴承£=3根据手册得6208型的cr=29500n由课本p324 (13-15)式得达到寿命lh二10飞/(60n)*(c/pm厂3=10飞/(60*116.38)*(29500/846. 8厂3=6. 05*10飞h 故预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算1. 根据轴径的尺寸，查机械设计课程设计指导书表11.27高速轴(主动轴)联接的键为：键8x25 gb1096-2003大齿轮与轴连接的键为：键14x40gb10962003轴与联轴器的键为：键10x52 gb1096-20032.

25、 键的强度校核大齿轮与轴上的键：键14x40 gb1096-2003bxh=14x9,l=40,pjij ls=l-b=256mm圆周力：fr=2tii/d=2x47.310/0.046=2056.9n挤压强度：2056.9/0.04/0.0045=11.43mp<125150mpa=ap因此挤压强度足够剪切强度:2056.9/0.04/0.014<120mpa因此剪切强度足够键8x36 gb1096-2003和键10x40 gb1096-2003根据上面的步骤校核，均符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、由于该机器属于单个生产，为减少成本。故采用q235热扎板焊接箱体

26、。 箱体的主要尺寸：由于焊接钢板的强度比铸铁大。故箱体厚度可小一些。(1) 箱座壁厚 z=0.025a+1 =0.025x 180+1 =5.5 収 6mm(2) 为减少材料种类，箱盖壁厚z1収6mm(3) 箱盖凸缘及箱座凸缘厚度b1=1.5z1=1.5x8=9(4) 箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5x6=15(5) 地脚螺钉直径df =0.036a+12=16(6) 地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)(7) 轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df =0.75x16=12(8) 盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df =0.55x16=8(9) 轴承端盖螺钉直 d3=(0.4-0.5)df=0.4x16=6.4(er 8)(10) 检查孔盖螺钉 d4=(0.3-0.4)df=0.3x 16=4.8 (取)(11) df.d1.d2至外箱壁距离c1=22,内壁距