《机械设计课程设计》带式输送机说明书要点

1、目录1 .作用及意义 12 .传动方案规划 1二、电机的选择及主要性能参数计算 .21 . 电动机的选择 22 .传动比的确定.23 .计算传动装置的运动和动力参数 .2三.结构设计（一）齿轮的计算闭式 .41 .选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 42 .按齿面接触疲劳强度设计43 .按齿根弯曲强度计算64 .几何尺寸计算 75 .结构设计及绘制齿轮零件图 7（二）齿轮的计算开式1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 .82 .按齿面接触疲劳强度设计 .83 .按齿根 弯曲强度计算 .104 .几何尺寸计算.11（三）轴与轴承的选择和计算轴的设计I轴.121 .轴上功率，转速，转矩 .12

2、2 .求作用在齿轮上的3 .初步确定轴的最小直径 124 .轴的结构设计 .125 .求轴上的载荷 .136 .按弯矩合成应力校核轴的强度 .15II轴1 .轴上功率，转速，转矩 .162 .求作用在齿轮上的 .163 .初步确定轴的最小直径 .164 .轴的结构设计 .165 .求轴上的载荷 .176 .按弯矩合成应力校核轴的强度 .18（四）带及带轮的设计计算26、刖百1 .作用及意义机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的 运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动 装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动

3、方案除满足工作 装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了三级传动，第 一级传动为带传动，第二级传动为直齿圆柱齿轮减速器， 第三级传动为开式齿轮传动。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应 用最为广泛的机构之一。本设计采用的是二级直齿轮传动（说明直齿轮传动的优缺点） 说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分 析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达 等方面的

4、知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力2 .传动方案规划原始数据参数题号2输出轴功率P/KW4输出轴转速n/min38传动工作年限/a10每日工作班数1工作场所矿山批量大批二、电机的选择及主要性能参数计算1 .电动机的选择(1)电机类型的选择按已知工作要求和条件选用 Y系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。(2)电动机功率的选择确定各个部分的传动效率为：带传动效率“1,滚动轴承效率(一对)“2,闭式齿轮传动效率43,开式齿轮传动效率44。所需电动机功率PdPd = PW刀T*TW=41*423*43*44=0.96*0.993*0.97*0.92=0.83Pd =Pwc * c刀

5、4w4_083 =4.82 KW(3)确定电动机的转速根据输出轴为38r/min,按推荐的合理传动比范围，取 V带传动比ii = 24,单级齿轮传 动比i2= 925,则合理总传动比范围为i =18100,故电动机转速可选范围为 nd = i t w = (18100) *38 =6843800r/min由附表8.1查得 故选 Y132M2-62 .传动比的确定(1)总传动比为nm960i = nw =与=25.26 (2)分配传动比带传动传动比为：2减速器的传动比为：3 开式齿轮传动传动比为：4.213 .计算传动装置的运动和动力参数1 .各轴转速960=480r/minninn = 7-

6、i 1480=1 = 160r/minnn nm =i 21604.21 =38r/min32 .各轴的输入功率Pi = Pd * T 01 = 4.82 * 0.96 = 4.63 KWPu = P i * 4 12 = 4.63 * 0.99 *0.97 = 4.45 KWPrn = P n * 2 * 4 4 = 4.45 *0.99 *0.92 =4.05 KW3 .各轴的转矩Pd4.82-Td = 9550 * n- = 9550 * 砺 =47.95 N?MT i = T d * i 0 j oi=47.95 * 2 * 0.96 = 92.06 N?MTn = Ti * i 1

7、*2=92.06 * 3 * 0.99 * 0.97 = 265.22 N?MTm = T n * i 2 * q 23=265.3 * 4.21 * 0.99 * 0.92 = 1016.98 N?M将以上算得的运动和动力参数列表如下丁、 轴名参讼、电动机轴轴1轴2轴3转速 n(r/min)96048016038功率P(kW)4.824.634.454.05转矩T(Nm)47.9592.06265.221016.98传动比i234.21效率”0.960.950.95三.结构设计（一）齿轮的计算闭式1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择由

8、表10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用 40Cr （调质）,硬 度280HBs大齿轮选用45钢（调质），硬度240HBs二者材料硬度差40HBs由表10-4 选择齿轮精度8级。取小齿轮齿数 乙=24,则大齿轮齿数Z2 =3*24 = 72,取z =72。2 .按齿面接触疲劳强度设计K Q QQ KT1 U 1ZE 2d1t -2.32 引一（）.3 U %（1）确定公式内的各计算值。1）式选载荷系数Kt =1.32）小齿轮传递的转矩 92060N?MM3）由表10-7,选取齿宽系数Gd =114）由表10-6,得 材料的弹性影响系数Ze=189.8Mp55）由图10-21

9、d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1 = 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 入皿2 =550MPa6）计算应力循环次数N =60 * n1 * j * L h=60 * 480 * 1 * 8 * 300 * 10=69120000h691200000N2= ; = 2304000007）图10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数 Khni = 0.93; Khn2=0.95,8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,。Hlim2 &N2S0.93 *600一 =558二 H lim2 KhN2550 0.951=522.5计算1）试算小齿轮分度圆直径d

10、lt,代入（TH中较小值dit.2.32 3KTi u 1（ZE ）23 U二 n=64.06mm2）计算圆周速度V九 d1tn_60 * 1000 =7 * 64.06 * 48060 * 1000=1.62m/s3）计算齿宽b =4 dd1t = 1 * 64.06 = 64.06mm b4）计算齿宽与齿图之比 - h模数d1tZ164.0624=2.67mmh = 2.25mt = 2.25 * 2.67 = 6mm64.066=10.685）计算载荷系数1.16小齿轮相对支撑根据V = 1.62m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数Kv =直齿轮 a小 =a3 = 1,查表10

11、-2得Ka = 1.25,查表10-4, 8级精度，b对称布置时，Khb = 1.35。由h = 10.68, Khb = 1.35查图 10-13得Kfb =1.29故载荷系数K = Ka Kv Kh“ Khb=1.25 * 1.16 * 1 * 0.35=1.95756）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径di = dit K = 64.06 *1.95751.3=73.42mm7）计算模数mdi _ 73.42 z1 =24=3.059mm故取m = 3mm.3 .按齿根弯曲强度计算2KTi YFaYsam _ 3;-2 ()(1) . dZi2二 f1）由图I0-20c得小齿轮弯曲疲

12、劳强度极限 仃FEi =500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 c-fe2 =380MPa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni = 0.95, Kfn2 = 0.983）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4.0- f 1 =Kfni。feiS0.95 * 5001.4=339.29Mpa(TF2 =KFN2 CT FE20.98 * 3801.4=266MpaYFaYSa"并加以比较Y FaiY Sai _"i=Y Fa2YSa2(T F2一2.65 * 1.58339.26=0.012342.236 * 1.754266=0.014744）计算载荷

13、系数KK = KaKvKf«=1.25 * 0.16 * 1 * 1.29 =1.87055)查取齿形系数：YFa1 =2.65,YFa2 = 2.2366）取应力校正系数Ysai= 1.58, Ysa2= 1.7547)计算大、小齿轮的大齿轮的数值大（2）设计计算=2.066mmZ=史m173.42 二3=251.8705 * 9.2606 * 104 * 0.0147421 * 242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模 数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，

14、可取弯曲疲劳强度算得的模数2.066, 并圆整为标准值3mm。算出小齿轮齿数大齿轮齿数Z2= 3 * 25 = 754 .几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2) d1 =乙m1= 25 * 3 =75mmdh = Z2mh =75 * 3 = 225mm(2)计算中心距d1+d275+225 ,一a=-2=2=150mm (3)计算齿轮宽 b= ?dd1 = 1 * 75 =75mm取 B= 80mm B2= 75mm5 .结构设计及绘制齿轮零件图（二）齿轮的计算 开式1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择由表10-1选用闭式直齿圆柱齿轮

15、传动，为使结构紧凑，小齿轮选用 QT600-2 （常化）， 硬度280HBs大齿轮选用QT500-5 （常化），硬度240HBs二者材料硬度差40HBs由 表10-4选择齿轮精度8级。取小齿轮齿数 乙=18,则大齿轮齿数Z2 =4.21*18 =76,取Z2 =76。2 .按齿面接触疲劳强度设计%.2.32 尸 u 1 产）2.3 u 。（1）确定公式内的各计算值。1）式选载荷系数Kt =1.32）小齿轮传递的转矩 265220N?MM3）由表10-7,选取齿宽系数Gd =0.614）由表10-6,得 材料的弹性影响系数Ze =173.9MPW5）由图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲

16、劳强度极限仃Hlim1 = 620MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 入皿2 =550MPa6）计算应力循环次数N =60*n1*j*L h=60*160*1*8*300*10 =230400000h54726840hN1 230400000N2=一生4 _ I -7）图10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数 Khni;0.95; Khn2 =0.98,8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,H1= S=589Mpa_Khni 0- Hlim1 0,95x620二 H 2=二 H lim 2 K HN 20.98 5601= 548.8Mpa计算1）试算小齿轮分度圆直径dlt,代入（

17、TH中较小值c 13x265220 4.21+1 /173.9A2=2.32 -mm=96.25mm2)计算圆周速度V"仕”口 3.14X96.25X160V =-: m/s3)60X100060x1000计算齿宽b =小 ddit =0.6X 96.25=57.75mm b4）计算齿宽与齿图之比h模数ditm = =5.4mmzi一r 出同h = 2.25mt = 2.25=12.015mmS7.7S12.015=4.81mm5）计算载荷系数根据V =0.81m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数Kv =1.04直齿轮 Kh0t = Kf0t = 1,查表10-2得Ka =

18、 1.25,查表10-4, 8级精度，小齿轮相对支撑b对称布置时，Khb=1.389。由5=4.81, Khb =1.389查图 10-13得Kfb =1.28故载荷系数K = Ka Kv Kh“ Khb=1.25 * 1.04* 1 *1.389=1.816）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径3 101 =96.25 一=107.47mm7)计算模数md1:.。德量m =5.97mm乙 二故取m =6mm.3.按齿根弯曲强度计算2KT1 YFaYsa m -3;2 ( r ) ,dZ1二 f1）由图10-20（a）得小齿轮弯曲疲劳强度极限 仃FE1 =430MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极

19、限二-FE2 =330MPa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni = 0.95, Kfn2 = 0.983）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4.Kfni o- fei °19£X340cr f i = q =230.7MpaSKFN2 O FE2S0.98X330=231Mpa1.44)计算载荷系数KK = KaKvKf“ KFb= 1.25*1.04*1*1.28 = 1.6645）查取齿形系数：YFa1 =2.80,YFa2 =2.2126）取应力校正系数YSa1=1.55, YSa2=1.774.YFaYSa.、7）计算大、小齿轮的YaYfa并

20、加以比较"=0.0188Y Fa2Y Sa2山2212X1774：=0.0169231大齿轮的数值大(2)设计计算3 12X1.664X265220X0,01880.5X203=4.36mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数4.36mm并圆整为标准值6mm。算出小齿轮齿数di一Zi =18mi6大齿轮齿数取 Z2=764.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径JI(2) d1 =Z1m1=18* b=108

21、mmd2 = Z2mh=76x6 二旧mm(2)计算中心距d1+d2 a= 2108+456=282mm(3)计算齿轮宽b= ?dd1 =0.6, ,加二加mm取 B1=70mm, B2=70mm(二)轴与轴承的选择和计算轴的设计I轴1 .轴上功率，转速，转矩R = 4.63KWni =480r/minT产 92060N?M2 .求作用在齿轮上的di= Zimi= 25 * 3=75mmFt = / ="醇=2455NFr： = Ftitan % = 2455 * tan20o=89305NFni =Fmcos%2455cos20o=2612.6N3 .初步确定轴的最小直径选用材料为

22、45钢，经调质处理，根据查表15-3,取Ao=112=112 *3 4.63480=23.84mm故取 di n = 26mm4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(2)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，I - II轴段右端需制出一轴肩，故取du=30mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D二33mm。带轮与轴配合的轮毂的长度 L2=52mm,为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴端面上，故I - II轴段的长度应比L2略短些，现取 11 - n = 50mm2）初步选择滚动轴承因轴承只受径向力作用，故选单列向心球轴承。参照工作要求并根

23、据dn=30 mm,选 6307。则div = dw 35mm,而1皿=23mm.右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得6307 型轴承的的定位轴肩高度h = 4.5mm,因止匕，取 dvi-w = 44mm。3）取安装齿轮处的轴段IV - V的直径 div v = 40mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取h-v = 76mm,齿轮右端采用轴环定位，轴肩高度 h>0.07d,故取h = 4mm,则轴环处的直径dv-v： = 48mm,轴环宽度b > 1.4h,取 1 = 10mm4）根据

24、计算轴承端盖的总宽度为 20mm,根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离1 = 30mm,故取1皿=50mm。5）取齿轮距离箱体内壁的距离a = 16mm轴承应距箱体内壁一段距离 s,取s = 8mm 已知轴承宽度T = 21mm 则，1m-iv = 49mm,根据支承对称1皿=33mm至此已初步确定了轴的各段直径和长度。5 .求轴上的载荷从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。 现将计算出的截面 C 处的 M H、 MV、 M 的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFnh2=2812.8NFnvi=446.75NFnh2=659

25、NFnv2 =446.75N弯矩MMH1=86591.79NmmMV=34176.37NmmMH2=128227.4Nmm总弯矩MMi=86591.79NmmM 2=132703.76Nmm扭矩TT=92060Nmm6 .按弯矩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的截面的强度。根据上表数 据以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6,轴的计算应 力。JM2+(ftT)z fl32703762+(0.6X92060')2二:=22.46MpaW 02X403K前已选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得CT -1=60Mpa ,因止匕 CT c

26、a< CT -l,故安全。1 .轴上功率，转速，转矩R = 4.45KWnn =160r/minTn= 265220N?M2 .求作用在齿轮上的D2= Z2m1= 75 * 3=225mm_ ® _ 2*265220 _1 t d22255Frn = Ftu tan % = 2357.5 * tan20o=858NFtcos%2357.5tan20o=2508.8N3 .初步确定轴的最小直径选用材料为45钢，经调质处理，根据查表15-3,取A0=112dmin= A0勺; =112 * 寸465 = 33.39mm故取d皿=35mm4 .轴的结构设计(3)拟定轴上零件的装配方案

27、(4)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，VI -即轴段左端需制出一轴肩，故取dviF=40mm;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=44mm。带轮与轴配合的轮毂的长度 75mm,为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴端面上，故即-m轴段的长度应略短些，现取 l= 73mm2）初步选择滚动轴承因轴承只受径向力作用，故选单列向心球轴承。参照工作要求并根据d=40 mm,选 6409。则dv-vi = di n 35mm,而l=44mm.左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得 6409 型轴承的的定位轴肩高度h =4.5mm,因止匕，取 d皿=54

28、mm。3）取安装齿轮处的轴段IV - V的直径div v =50mm;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取11V. =73mm,齿轮右端采用轴环定位，轴肩高度h>0.07d,故取h =5mm,则轴环处的直径div=60mm,轴环宽度b>1.4h,取 h iv=9mm4）根据计算轴承端盖的总宽度为 20mm,根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离1 =28mm,故取1vi=48mm。5）取齿轮距离箱体内壁的距离a = 16mm轴承应距箱体内壁一段距离 s

29、,取5 = 8mm 已知轴承宽度T = 24mm 则，1皿=4mm,根据支承对称1v-vi =55mm至此已初步确定了轴的各段直径和长度。5.求轴上的载荷（ 1 ）作用在三轴上的力D3=miZ3=62Tli 2X256220Ftm=二=4911.48Nd3 108Frm=Ftntan=1787.6NFn，= = 5226.79Ncasa cos20(2)从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的Mh、Mv、M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFnh2 = 1978.63NFnvi=720NFnh2=9247.61NFnv2=1787.6N弯矩MMH1

30、=152354.5NmmMvi =55440NmmMH2=486235.5NmmMV=121506Nmm总弯矩MM 1=162128NmmM2=538914Nmm扭矩TT=265220Nmm6.按弯矩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的截面的强度。根据上表数据以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6,轴的计算应力。lM24-(OtT)z 1132703762+(06><92060)2(rca二 一二一=：=22.46Mpay W y02X404前已选定轴的材料为Cr40,调质处理，由表 15-1查得CT -1 = 70Mpa ,因此 CT c

31、a< CT -l,故安全。(a)(b)(c)（四）带及带轮的设计计算1 .确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数Ka = 1.1Pca = KaP = 1.1 * 4.82 = 5.3KW2 .选择V带带型根据Pca,1由图8-11选用A型带3 .确定带轮的基准直径dd并验算带速V1）初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1 = 125mm_兀 ddE1 _ 3.14 * 125 * 960V = 60 * 1000 =60 * 1000=6.28m/s因5m/s<V<30m/s,故带速合适2）计算大带轮的基准直径dd2 dd2 = i°dd1 = 2 * 125 =250mm4 .确定V带的中心距1）初定中心距 a0 = 500m 2）计算带所需的基准长度2._ 里 /1, x (dd1-dd2)Ld0 = 2%+ 2 (dd1+dd2)+4a=2 * 500+(125+250)+(25