机械设计基础课程设计带式输送机传动装置

1、机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置1.12.12.22.33.13.2四、4.14.24.3五、5.15.25.3六、七、八、九、9.19.29.3十、课程设计任务书设计要求 传动装置运动学计算电动机的选择 确定总传动比、分配传动比 计算各轴功率、转速和扭矩 带传动设计 选择带的剖面型号 计算带传动的主要尺寸和带的根数 齿轮传动计算选择齿轮材料 计算和确定齿轮传动的主要参数 确定齿轮的结构和主要尺寸 轴的设计计算轴的初步计算 轴的结构设计 轴的强度计算 联轴器选择 键的选择、计算 滚动轴承选择计算 减速器结构设计 确定箱体的结构和主要尺寸 减速器附件的选择减速器主要零件

2、配合性质的确定 减速器的润滑10.1润滑方式的确定10.2选择润滑牌号10.3确定润滑油量一、设计心得十二、参考资料11课程设计任务书课程设计题目:设计带式运输机传动装置(简图如下)、1 1- 111 1X X1 1 X X 1 11 1 1 1_1 1 1 151V带传动2运输带4联轴器5电动机原始数据：运输带工作拉力运输带工作速度3-单级斜齿圆柱齿轮减速器6-卷筒F/N 4200v/(m/s)丄91)2)3)4)5)6)卷筒直径D/mm工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用折旧期：8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修; 动力来源：电力，三相交流，电压380/

3、220V； 运输带速度允许误差5%制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.1设计要求4501.减速器装配图一张(A1)。2.零件图12张。3.设计说明书一份。本组设计数据:数据：运输带工作拉力运输带工作速度传动装置运动学计算F/N 4200v/(m/s)1.9卷筒直径D/mm 4503）确定电动机转速1)2)3)4）外传动机构为V带传动。减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器方案简图如上图该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

4、减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为丫系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.1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 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，额定电压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课程设计手册表17可知:V带传动效率:滚动轴承效率:齿轮传动效率0.96；0.99（球轴承）；0.97（8级精度一般齿轮传动）；:联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）；:

5、卷筒传动效率0.96；所以电动机所需工作功率为按表132推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速器传动比i送=620而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为III轴符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min两种。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/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表121选定电动电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mi n)Y160L-6119702.02.0机型号为Y160L-6。其主要性能如下表:电动机的主要安装尺寸和外形如下表:中心高外型尺寸L X

6、( AC/2+AD XHD底脚安装 尺寸AX B地脚螺 栓孔直径K轴伸 尺寸DX E装键部位 尺寸FXGD132475 X 345 X315216 X 1401238 X8010 X38.018总传动比传动比12 . 02nwnm(1).总传动比i送为i送=(2).分配传动比 吃二i liii考虑润滑条件等因素，初定2.3计算各轴功率、1).各轴的转速II卷筒轴2).各轴的输入功率转速和扭矩nInw =iII=970r/min=323. 3 r / minaznII厂80. 8 r /min80. 8r/minPl =Pd=9. 2kw2.2确定i送、分配II轴III轴卷筒轴P =P$2= 8

7、. 74kw3).各轴的输入转矩PH电动机轴的输出转矩I轴TI = TdPin4*2Td 为=8. 39kw=8. 22kw=9. 06 X 104N - mmII轴T = TfJI = 2. 58 x 1O5N - mmIII轴Till = Tif3II = 9. 91咒1O5N mm卷筒轴T卷=TlI?4” 2=9. 71沢1O5N - mm将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴名功率P/kw转矩T/(Nmm)转速n/(r/mi n)I轴9.2970II轴8.74323.3III轴8.3980.08卷筒轴8.2280.08带传动设计传动比i效率n30.9540.9610.98电动机输出功率

8、Pd =9. 2kw，转速n1 =nm=970r/min，带传动传动比i=3，每天工作16小时。3.1选择带的剖面型号1).确定计算功率Pea由机械设计表4.6查得工作情况系数KA= 1. 1，故PCa =KAR= 10. 12kw(3).计算实际中心距a2).选择V带类型根据Pea ,ni,由机械设计图4.11可知，选用A型带3.2计算带传动的主要尺寸和带的根数1).确定带轮的基准直径dd1并验算带速(1).初选小带轮基准直径dd1由机械设计表4.4，A型带轮的最小基准直径为75mm选取小带轮的基准直径,ddd= 106mm75mm而-H = 100 mm满足安装要求。(2).验算带速Vd1

9、因为5m/sc vv25m/s，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径，其中H为电动机机轴高度,根据机械设计表4.4，选取dd2= 320mm则传动比i i从动轮转速n2=321. 2r/mini I2).确定V带的中心距a和基准长度Ld(1).由式0.7(dd1+dd2)Mao$2(dd1+dd2)得298.2 a0兰852，取a0= 750mm(2).计算带所需的基准长度Ld由机械设计表4.2选取V带基准长度Ld= 2250mm3).验算小带轮上的包角a14).计算带的根数Zdd2=3. 02dd1di也Po=0. 26kw查计算V带的根数Z7).带轮的结构设计4.1选择齿轮材料(5)初

10、选螺旋角P =146).计算压轴力Fp压轴力的最小值为(1)计算单根V带的额定功率Pr=106mn和m = 970r/min，查机械设计表4.5得P0= 1. 16kw根据m二960r/min,iI = 3和A型带，查机械设计表4.7得机械设计表4.8得Kf 0. 98，查表4.2得KL=1.25，于是Z=出Pr.5.8161. 745).计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min取6根。由机械设计表4.1得A型带的单位长度质量q = 0.1kg/m，所以应使带的实际初拉力F。(F0)min。小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为15mm取带轮宽为38mm四、齿轮传动计算1)选定齿轮类

11、型、精度等级、材料、齿数。(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，故选用8级精度。(3)材料选择。由机械设计表6.1大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS,260HBS者材料硬度差为40HBS(4)选小齿轮齿数乙=24，则大齿轮齿数Z2= iZ1= 96d4.2计算和确定齿轮传动的主要参数(1)设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面接触疲劳强度设计。确定式中各项数值：因载荷较平稳，初选Kt=1.5由机械设计表6.5，取屮d =1.0由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数ZE=18

12、9.8jMPa由机械设计图6.19，查得ZH= 2. 43一般取Z=0.750.88，因齿数较少，所以取Z厂0.8由式(6-12)，N1= 60n jLh= 60 x 323. 3 x 2 x 8 x 300 x 8 = 7. 45 x 108NN2i2N17.4S = 1.8608N4由图6.6查得,按齿面硬度查图取SHmin 1；KHN= 0.97,KHN2= 0.966.8得CTHlim1=600MPa，忑Hlim2=560MPa，取crH=(582 + 537.6)/ 2 = 560 MPa设 计 齿 轮 参 数二3)2%工u 1乙知2?片2K屮duhjHb X1.5 X2580004

13、 + 1一2. 43 x 189. 8 x 0.8 x 0. 99,2 ,I-X-x(-) mm = 74. 4mm4)560修正dit:由表6.2查得,由图6.10查得,由图6.13查得,KA=1.00Kv=1.03K P =1.05一般斜齿圆柱齿轮传动取，Ka=11.4，此处Ka=1.2贝U K =KAKVK %=1.00X1.03X1.05X1.2 =1.30选取第一系列标准模数m =3mm按齿根弯曲强度设计：由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为:确定公式内的各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限为bFEi=500MPa,大齿轮为bFE2=380MPa弯曲疲劳寿命系数KFN1= 0. 94

14、,KFN2=0. 9取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由式（10-12）得，CTF仁KFN12=KFN2罟亠94X500/1.4=335.7MPa詈9 X380/1.4=244.3MPa计算载荷系数K=1X 1.05 X 1X 1.4=1.47由表10-5查得YFai= 2. 65，YFa2= 2. 22Ysa1= 1.58，Ysa2= 1. 77计算大、小齿轮的YFaYa“并加以比较。嗇=2.65X1.58/335.7=0.01247YFa2Ysa2=2.22 X 1.77/244.3=0.01608升2大齿轮的数值大。 所以可以得：3 3_ _C Cm m 二 -:- -冥0. 01608=

15、2.771 242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，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.77并就近圆整为标准值m = 3mm按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。大齿轮齿数，取Z2= 92。这样设计出的齿轮传动， 满足了齿面接触疲劳强度， 又满足了齿根弯曲疲劳强度, 做到结构紧凑，避免浪费。4.3确定齿轮的结构和主要尺寸中心距：a1取a1= 178mm则arccos叫（乙十Z2）2ai小23+92)mm= 177.84mm2夫cos1

16、4arccos(29214 32x178计算大、小分度圆直径和齿宽确定齿轮的结构：首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构。五、轴的设计计算5.1轴的初步计算 首先设计输出轴（低速轴）I .输出轴上的功率Pill、转速nil和转矩Till由上可知P=8.39kw，n皿=80. 08/min，T广9. 9V 105N mmn.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径Ft=6965环in.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表11.3

17、，取C = 100，于是C3Js=47.14mm，由于键槽的影响dmin= 1. 05dmin= 49. 5mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dTTT。为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。I-II联轴器的计算转矩Tea=KATII,查机械设计表10.1，取KA= 1.2，则:按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N -mm符合要求。半联轴器的孔径dj = 50mm,故取半联轴器长度L = 112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84mm。5.2轴的结构设计轴的结构示意图如下：(1

18、).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足半联轴器的轴向定位要求，i- n段右端需制出一轴肩，故取n -m段的直径dn=52mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度LI= 84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I- n段的长度应比L小2 3mm，现取11=82mm2).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dn=52mm,查手册表6-1选取轴承代号为7011AC的角接触球轴承，其尺寸为dxDxB =55mm90mm18mm， 故dm=d町=55mm；而l=35mnr。3).取安装齿轮处的

19、轴端W - V的直径d = 58mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为71mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取I= 70mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h ：0.07d，故取h = 5mm则轴环处的直径dv=68mm。轴环宽度b3 1.4h，取故4）.轴承端盖的总宽度为25mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。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轴器右端面间的距离丨=35mm故In=60mni5）.取齿轮距箱体内壁的距离a= 15mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s

20、 = 10mm，已知滚动轴承宽度T =18mm大齿轮轮毂长度L =7lmm则至此，已初步确定了轴的各段和长度。5.3轴的强度计算求轴上的载荷：首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3= 61 +60mm=121mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩M = 239318.3N mm，M2= 213554.1N ”mm扭矩T的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 （即危险截面

21、C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得P邙=60MPa因此bca 0. 07dm，故取h = 3mm查手册表6-1选取轴承代号为7008AC的角X D X B =40mm68mm15mm， 故-W的直径dv=48mm, lv=76mm则轴环处的直径dv _v= dwJ= 42mm,轴环宽度b31.4h，取I vj = I = 5mm。4).轴承端盖的总宽度为25mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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轴器右端面

22、间的距离丨=35mm故In_m= 60mnr。5).取齿轮距箱体内壁的距离a= 10口厲考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取S= 8mm已知滚动轴承宽度T =16mm，至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4，取轴端圆角2x45联轴器选择(1)类型选择.为了隔离振动和冲击，选用HL4弹性柱销联轴器。(2)载荷计算.见轴的设计。七、I .带轮与输入轴间键的选择轴径d= 32mm轮毂长度键的选择、计算L = 35mm查手册，选A型平键，其尺寸为b =10mm h= 8mmL = 28mn(GB/T 1095-2003)

23、n.输出轴与齿轮间键的选择轴径d= 58mm轮毂长度L =70mm查手册，选A型平键，其尺寸为b =15mm h= 10mmL = 60mmGB/T 1095-2003)m.输出轴与联轴器间键的选择轴径d= 50mm轮毂长度L =84mm查手册，选A型平键，其尺寸为b =14mn,h= 9mm L =78mmGB/T 1095-2003)八、滚动轴承选择计算轴承的选择：输出轴上选择7011AC角接触球轴承，输入轴上选择7008AC角接触球轴承。对7011AC角接触球轴承进行校核:轴承的预计寿命LH= 8 X 8咒2 X 365 = 46720hI .计算输出轴承(1).已知n = 80. 08

24、r/min，两轴承的径向反力= FR2= 1306. 85N由选定的角接触球轴承7011AC轴承内部的轴向力(2).由输出轴的计算可知Fa= 1775. 5N因为FS1+ Fa= 823. 3N +1775. 5N= 2598. 8N承I被“放松”，得：Fa2= FSI+ Fa= 823. 3N(3).(5).a2Fs=0.63Fr Fs2，故轴承n被“压紧”，轴+ 1775. 5N= 2598. 8NFA1/FR1=0.63，FA2/FR2= 1. 14，查手册可得e =0.68由于FA1/FR1e,故X2=0.41,丫2=0.87计算当量载荷Pi、由机械设计表轴承寿命计算由于P 1.2 b

25、10齿轮端面与内机壁距离10机座肋厚m轴承端盖外径D2= D + （55.5） d31209.2减速器附件的选择A视孔盖和窥视孔机盖顶部开有窥视孔，可以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

26、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.9.3减速器主要零件配合性质的确定H7大端盖分机体采用匸配合.s6、减速器的润滑10.1润滑方式的确定对于单级斜齿圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，传速较低，所以其速度远远小于（1-52105mm-r/min，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。10.2选择润滑牌号对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。10.3确定润滑油量对于齿轮来说