设计_带式输送机传动装置_机械设计说明书

1、机械设计基础课程设计计算说明书设计题目带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器系 机械系 专业材料成型及控制工程班级15-1设计者 新凯指导教师2017年 06月 12日目录一、设计任务书 0二、带式运输送机传动装置设计1三、普通V带传动的设计4四、斜齿圆柱齿轮传动设计 6五、滚动轴承和传动轴的设计 1.0六、轴键的设计1.8.七、联轴器的设计1.8八 、 润滑和密封1.9.九、设计小结2.0.十、参考资料2.0.一 .设计任务书一 .设计题目设计带式输送机传动装置。二 .工作条件及设计要求t1 .工作条件：两班制，连续单项运转，载荷较平稳室工作，有粉尘，环境最高温度35C;2 .使用折旧期：8年；3

2、 .检查间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4 .动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V5 .运输带速允许误差为 5%。6 .制造条件及批量生产：一般机械厂制造，小批量生产。3 .原始数据第二组选用原始数据：运输带工作拉力F=2200N运输带工作速度V=1.1m/s 卷筒直径 D=240mm4 .设计任务1 .完成传动装置的结构设计。2 .完成减速器装备草图一（A1）。3 .完成设计说明书一份。二.带式运输送机传动装置设计电动机的选择1 .电动机类型的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机2 .电动机功率的选择：PE =fv/1000=2200*

3、1.1/1000=2.42kw3 . 确 定 电 动 机 的 转 速 ： 卷 筒 工 作 的 转 速n W =60*1000/(裙D)=60*1000*1.1/(3.14*240)=87.58r/min4 .初步估算传动比：由机械设计基础表14-2，单级圆柱齿轮减速器传动比=620电动机转速的可选围；nd =iE v n w =(620)87.58=(525.481751.6) r/min因为根据带式运输机的工作要求可知，电动机选1000r/min 或1500r/min 的比较合适。5 .分析传动比，并确定传动方案( 1)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

4、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的性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要结构简单，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。传动方案采用两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级圆柱齿轮减速器选用 V 带传动是V 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可以缓和和冲击振动。齿轮传动的传动效率高，使用的功率和速度围广、使用寿命较长。由于本运输送机是在室，考虑工作的背景和安全问题，固在齿轮 区采用封闭式，可达到

5、更好的效果。故其方案示意图如下图所示：6 .传动装置的总功率由图1可知：总 带 承 齿 承 联 承 卷由机械设计手册表1-5可知。初选弹性联轴器、球轴承、8 级齿轮精度查表可知 总=096*099*0.97*0.99*099*0.99*0960.867 .电动机所需的工作功率P 242Pd - -2.81KW总 0.86查机械设计课程设计手册表 12-1可知。符合同步转速1000r/min Y132S-6 和 1500r/min Y100L2-4 适合，考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格比较，则选 n=1500r/min。即确定这里取Y100L2-4其额定功率Ped3KW ,满载转速为143

6、0r/min。8 .分配传动比i 总科 4 16.33nw 87.58 又i总 i带i齿考虑润滑条件为使两级大齿轮直径相近取i带=4贝U i齿=4.19 .计算各轴的转速轴 ni=nm=1430r/minH 轴 nn=ni/ii=1430/4=357.5r/min田轴 nm= nn/in=357.5/4.1=87.2r/min卷筒轴 nw= nm=87.2r/min10 .计算各轴的功率轴 p1=pd=2.81kwH 轴 p322.67X 0.99X0.97=2.56kw田轴 pm =pn 刀 3 刀 2=2.67X 0.99X 0.97=2.56kwP卷=pm Y 4T 2=2.56X0.9

7、9X0.99=2.51kw11 .计算各轴的转Td=9.55 x 106XPd/nn=1.88 乂 104N/mmT1=Td=1.88 x 104N/mmTn =9.55 x 106X Pn/n n=7.13 乂 104N/mm5, 丁皿轴=/ t 3X n 2X i n=2.82 x 10 N/mm卷筒轴 T 卷=Tw Y 4 Y 2=2.76 x 105N/mm12.运动和动力参数计算结果列出表轴名一I轴H轴田轴卷筒轴参数转速 n (r/min )1430357.587.287.2输入功率P (kw)2.812.672.562.51输入转矩T()1.88 X_410 N/mm7.13 X_

8、410N/mm2.82 X_ 510N/mm2.76 X_ 510 N/mm传动比i44.11效率0.950.960.98三.普通V带传动的设计设计说明书步骤计算及说明结果(1)计算功率查机械设计基础表7-8可知取K a 1.2则 PC KA 巳 1.2*2.81 3.37kwK A 1.2PC 3.37Kw(2)选择带型据 pc 3.37Kw 和 n11430r/min 由图 10-3 可知选A型带A型(3)确定带轮基准直径由机械设计基础表7-9可知，确定d d1 90 mm贝(Jdd2 id d1 4*90 360 mm查机械设计基础表取标准值dd2 355 mmdd1 90 mmd d2

9、 355 mm(4)验舁带速dm* 90 * 1430/V 6.74 m/s60 * 100060 * 1000V=6.74 因为5m/s < v < 25m/s 符合要 求(5)计算带长初定中心距0.7 (90 355) a0 2 (90 355)初选V带中心距a0=750mm取 a0 750mm带的基准长度 Ld0 2a0 (dd1 dd2)(dd2 dd1) 24a°Ld0 2222mm由机械设计基础表7-3选取相近的Ld 2240 mma0 750mmL d 2240 mm(6)确定中心距a a0759mm2amin a 0.015Ld 725mmamax a 0

10、.03Ld 826mma=759 mm(7)验算包角1180 057.3 0( d d2 dd1) / =160O>90Oa1160 0符合要求(8)确定带的根数Z据dd1和n1 ,查机械设计基础表7-5可知P0=1.07查表7-6可知P0 0.17.由小轮包角查表7-7K 0.95。查表7-3可知Kl 1.06. 则有Z、3.9(1.07 0.17) 0.95 1.06P0 1.07kwPo0.17取Z=4(9)单,M V带的的初拉力由机械设计基础查表7-2得A型V带的单位质量F0125N长度 q=0.1kg/m 所以 f0500PC (空-1) qv2125 NZV K(10)作用在

11、轴的力Fq2 ZF°sin ( y) 985 NFq 985N小带轮采用实心式ddi=75mm大带轮为轮辐式dd2=300mnrt机械设计基础表7-2取单根带宽为13mn®_带轮宽为52mnmfe毂宽度48mm四.圆柱齿轮传动设计设计说明书步骤计算及说明(1)选 选用斜齿圆柱齿轮传动，小齿轮选用45钢调质处理，硬度为择齿轮齿轮类型材料和精度217 255HBS;大齿轮选用45钢正火，硬度为169217HBS。因为是普通减速器，有机械设计基础表 9-1选用8级精度。结果小齿轮选用45钢调质处: 度为230HBs大齿轮选用 正火，硬度为190HBs(2)接触 两齿轮均为刚质齿轮

12、，由式9-3可求出或值，先确定有关参数疲劳强与系数；查表9-4取K=1.2度设计载荷轮转矩K=1.262,674T19.5510N m 7.13 10 N mm357.5小齿轮齿数取Z1 24,则大齿轮齿数为Z2 98,单级齿轮传动对称布置，由表9-8取齿宽系数d 1一一 4T17.13 10 N mmZ124 Z298 d 1Ti由图 9-6 查得 ° H lim1 580Mpa齿数b H后2 390Mpa查表9-7查得安全系Sh 1.0。按预期寿命 乙和齿10年，单向运转，两班制工作，计算应宽系数d许用 接触应力(T H初选螺 旋角B=13o 般在8o25o许用接触应6 H 1m

13、l 5801g H 1-Mpa 580Mpa力SH1（T H由式（9-3）得 bH2 £-Hjim 390-Mpa 390 Mpa d 2KT/ 少Sh 1d*u-1/u（Z eZh乙）21/357.22mmb H lim1 580Mpa° Hlim2 390MpaSh 1.0a H 1 580Mp<aH 2 390Mpa分度圆直径m=2.5何尺寸d1=61.86mmm d7 "21 2 3查表82取标准模数m=2.5mm.d2=252.58mmb2=65mmb 1=70mm1 Z92 157.21 取 a=157mma 157 mm何尺寸计算(4)按根据式

14、，如。F （T F ,查得F“m1433.5Mpa齿根弯(T Flm 2324 .6Mpa曲疲劳强度校由表 9-7 查得 Xs1=4.15Yfs2=3.94a F 1 433.5MpaF 2 3246Mp重合度系数K按式（9-8）计算得Y, =0.25+0.75/1.66=0.7计算d i=mZi/cos B =2.5 乂 24/0.97=61.86mmd2= mnZ2/cos B =2.5 乂 98/0.97=252.58mmb2=少 dX d2=1 x 61.86=61.86mmbi=b2+(5 10)=66.86 71.86mm圆取整 bi=70mrnb2=65mmM许用 弯曲应 力齿形

15、 系数及 应力修 正系数强度 校核螺旋角系数 丫产1- & b* 8/1200=1-1*14.07 o/120o=0.88计算大小齿轮的Yfs/ 5，并加以比较Yfs1/ Yf1 =4.15/433.5=0.0096Yfs2/ S F2 =3.94/324.6=0.0121由表可知小齿轮较弱故代入大齿轮数据进行校核有S F1=2KT/bd 1m* YfsJYY, =2*1.2*7.13*10 4*4.15*0.7*0.88/70*61.86*2.5=43.52< S fa F143. 52M(T F 1V 4.62 m/d1n1 v 6010003. 1461 . 8614306

16、01000m/s4.62m/s可知选8级精度合适齿轮圆周速度五.滚动轴承和传动轴的设计.轴的结构设计2故弯曲强度足够1. 输出轴P 皿=2.56kwnm=87.2r/minT =2.82*10 5N*mm2 求作用在齿轮上的力低速大齿轮的分度圆直径d2=mZ/cos B =2*98/cos14.07 o=252.28mm而切向力 Ft=2%/d 2=2.82*10 5*2/252.58=2232.96N% =20o径向力 Fr=Fttan % /cos B =2232.96*0.36/0.97=828.73N轴向力 Fa=Fttan B =2232.96*0.25=558.24N3 . 初步确

17、定轴的最小直径材料 45 号钢 正火处理查表12-1取抗拉极限S b=590MPa查表12-5取对称循环许用弯曲应力S -1b=55MPa查表12-3取C=110代入下式Dnin=c(Prn/n rn)1/3=33.93mmd=1.05dmin所以 d=35.63mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d厂口为了使所选轴直径di与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。4 联轴器的计算转矩：Tca=KT查机械设计基础表10-1 13-1 取K=1.5 则Tca=KTi =423000N mm计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件且结合 dz-n查查机械设计基础表8-7选LX3型弹性

18、柱销联轴器其工称转矩为1250000Nmm半联轴器孔径di=38取半联轴器长度L=82mmW轴配合的毂孔长度 Li=60mm5 . 轴的结构设计;径向尺寸的设计：d1=38mm h=0.07 1d2=d1+2hA38X (1+2 乂 0.07)=43.32mm所以cb处将安装密封毡圈，标准直径应取 d2=45mmd3与轴承径配合，取d3=50,选轴承型号T210cd4与齿轮孔径配合按标准直径系列取&=53mm d5=60mm6 .轴的强度校核1 .齿轮受力大齿轮 d2=252.58mm 转矩 T3=9.55*106*Pw/n w=280366.97N 切向力 Ft=2T3/d 2=22

19、20N径向力 Fr=823.92N轴向力Fa=555N2.轴的受力简图3.计算支撑反力水平面：F H1*100+Fa*d2/2 + Fr*55 =0H2+Fh1 = FT得 Fhi=1154N Fh2=-330N4.绘制弯矩图:F r b 截面（Mi） ma=FHi*45=51930N mm（M2） ma=-MHb+Fa*d2/2=51930+555*126.29=18161N mmFt 垂直方向F Z=0 F t-F v2-Fv1=0 M b=0 55F v2=45Fv1Fv1=1221NFv2=999N（ Mv1） max=45Fv1=1221*45=54945（ Mv2） max=55F

20、v2=999*55=549455. 大齿轮轴轴承寿命校核1. 轴承径向载荷F H1=1154N F H2=-330N齿轮轴向力Fa=-555N2. 派生轴向力大小选轴承代号为7010c由机械设计基础表11-9额定静载为 22000NF a/cor=555/22000=0.253 取 e=0.4Fda=0.4*F H1=0.4*1154=461.6N 向右Fdc=0.4*F H2=0.4*330=132N向左因齿轮轴向力向左且FatFDC>fda ,所以A轴承压紧C放松 则轴向力 为;Fa1=555+132=687N 向左F a2=461.6N 向右因 F a1/cor=687/22000

21、=0.031Fa2/cor=461.6/22000=0.021查表e 1=0.43 e 2=0.40所以 Fda'=ei . Fh=0.43*1154=496.22N当量动载荷的求解Fa1/FH1=687/1154=0.595>e1 径向 x=0.44 轴向 Y=1.3Fa1/F H1=461.6/330=1.398>e 2x=0.44Y=1.4P=f p (xFr+YE)由机械设计基础表 11-8取f p=1.2Pra=1.2*(0.44*1154+1.3*687)=1681.032Prc=1.2*(0.44*330+1.4*461.6)=949.28故只需对A轴承进行校

22、核检验A轴承的寿命基本额定动载26.5kw 由Lh=(106/60n)*(c/P ra)3 =(106/60*87.2)*(26500/1681.032)3=748171.06弋128年8年六 . 轴键的设计1. 带轮与输入轴间键轴径 d=25 轮毂长度L=35mm 查机械设计课程设计手册表4-1选择A型平键b=8 h=7 L=28 (GB/T/1095-2003)3. 输出轴与齿轮间键的选择轴径 d=63轮毂长度L=70mm小型平键;b=18 h=11 L=56 (GB/T/1096-2003)3. 输出轴与联轴器间键的选择d=38 L=59 A 型平键 b=10 h=8 L=50mm (GB/T/1096-2003)七联轴器的设计( 1)类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。（ 2）载荷计算由 可知其中Ka为工作情况系数，由课本表5-2得Ka 1.3计算转矩TcKA T 1.3 162.37 211.081N m（ 3）型号选择根据工，轴径d,轴的转速n, 查标准GB/T 5014-2003,选用HL2型弹性柱销联，其额定转矩Tn 3