机械设计---设计一带式输送机传动装置

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计一带式输送机传动装置机械设计及其自动化专业二班设计者指导老师韦衡冰2010年12月20日梧州学院目录一. 设计任务书2二. 传动装置总体设计3三. 电动机的选择 4四. V带设计 6五. 带轮的设计 8六. 齿轮的设计及校核 9七. 高速轴的设计校核 14八. 低速轴的设计和校核 21九轴承强度的校核 29十.键的选择和校核 31十一 减速箱的润滑方式和密封种类的选择32十二.箱体的设置 33十三.减速器附件的选择35十四设计总结37十五。参考文献 38.任务设计书第1题：设计带式输送机传动装置*)r题号1-A1-B1-C1-D1-E输送带的牵引力F/k

2、N21.251.51.61.8输送带的速度v/（m1.31.81.71.61.5输送带滚筒的直径D/mm180250260240220工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10年（每 年300个日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误 差为士 5%生产条件：中等规模机械厂，可加工 78级齿轮及蜗轮 动力来源：电力，三相交流（380/220）设计工作量： 1.减速器装配图一张（ A1）2零件图（13）3. 设计说明书一份 选择数据：输送带的牵引力 F=2kN 输送带的速度 v=1.3m/s 输送带滚筒的直径 D=180二、选择电动机1 传动装置的总效率：t= n x n

3、x n x n x n x 5式中： 1为 V 带的传动效率，取 1=0.96；2 为两对滚动轴承的效率，取 2=0.99；3 为一对圆柱齿轮的效率，取 3=0.97;4 为弹性柱销联轴器的效率，取 4=0.98； 5为运输滚筒的效率，取 5=0.96。所以，传动装置的总效率 =0.96x0.99x0.99x0.97x0.98 x0.96=0.86 电动机所需要的功率P=FV/ =2000 x1.3/0.86=3.02kw。2卷筒的转速计算nw =60 x 1000V/ n D=60x 1000 x 1.3/3.14 x 180=138r/minV 带传动的传动比范围为 i 1 =25。机械设

4、计第八版 155 页：传动比大，会减小带轮包角。当带轮 的包角减小到一定程度时， 带传动就会打滑， 从而无法传递规定的功率。因此，带传动的传动比一般为i < 7,推荐值为i=25。单级圆柱齿轮减速器，推荐传动比为i 2 < 810。详见机械设计第八版413页，表18-1单级圆柱齿轮减速器总传动比的范围为16, 50;电动机的转速范围为2208,5520;3. 选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺 寸也相应的增大，所以选用 Y112M-2型电动机。额定功率4KW，满载转速2890 (r

5、/min)，额定转矩2.2 (N/m),最大转矩2.3 (N/m)。4. 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比 ib 二 n / nw =2890/138=20.9式中：n为电动机满载转速；nw为工作机轴转速。取V带的传动比为i 1 =3,则减速器的传动比i 2二i b/3=6.96;5. 计算传动装置的运动和动力参数6. 计算各轴的转速。I 轴：n1 = n / i 1 = 2890 / 3 二 963.32 r/minH 轴：n2 = ni /6.96 二 138r / min卷筒轴：n3 二 n2 =138r/min7. 计算各轴的功率I 轴：Pi 二P x n 1=3.02X

6、 0.96=2.8992kWH 轴 P2 二 pi x n 2 Xn 3=2.8992 x 0.99 x 0.97=2.7841kW卷筒轴的输入功率：Ps二P2XnX=?.7841 X0.98 X0.99=2.7kW&计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T°=9550 P/n=9550 3.02/2890=9.98 N- mI 轴的转矩:T1=TiX iiX n1 x 9.98X3X3.96 X0.99=28.45N - mH 轴的转矩：Ts=T2 i2 q ns=28.45X5.96 X3.99 X0.97=190.15 N -m第二部分传动零件的计算三. V型带零件设计1

7、. 计算功率：Pca=KaX P=1.3 X 4=5.2KwkA工作情况系数，查表取值1.3;机械设计第八版156页P电动机的额定功率2. 选择带型根据PcA=5.2kW, n=2890可知选择A型；机械设计第八版157 页由表8-6和表8-8取主动轮基准直径dd1=90mm则从动轮的直径为dd2=270mm,从表8-8取dd2=280mm3. 验算带的速度71 dd nv亠=3.14 x 90 x 2890/(60 x 1000)=13.6m/s60 1000机械设计第八版155页：当带传动的功率一定时，提高带速，可以降低带传动的有郊拉力，相应地减少带的根数或者 V带的横截面积，总体上减少带

8、传动的尺 寸；但是，提高带速，也提高了V带的离心力，增加了单位时间内带的循环次数，不利于带传动的疲劳强度和寿命。降低带速则有相的 反的利弊。由此可见，带速不宜过高或过低，一般推荐v=525m/s,最咼带速 vmax<30m/S。显然13.6m/s<30m/s这说明这个速度合理4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据 °.7(ddi+dd2)<ao<2(ddi + dd2)，初步确定中心矩 a o =500mm详见到机械设计第八版152页，中心距的选定5计算带所需的基准长度：L do=2a0+ n (ddl+dd2)/2+(dd2-dd1) /4a02=2X

9、500+3.14 x (90+280)/2+(280-90)/4 x 500=1599mm详见机械设计第八版158页公式8-22的引用带的基准长度Ld根据Ldo由表8-2选取Ld=1600mm6. 计算实际中心距aa=a 0+(L d-L do)/2 =500+(1600-1599)/2=501mm机械设计第八版158页公式8-23的引用:厂 1800 -(dd2-dd1)57.30/a=158.27>90机械设计第八版158页公式8-25的引用7. 确定带的根数ZZ=Pca=5.2/ (1.66+0.36)X 0.96x 0.99=2.708(p。P0)k ：k机械设计第八版158页公

10、式8-26的引用8.计算预紧力(F/mi n =5°°_pZ(1) qvKa机械设计第八版158页公式8-27的引用机械设计第八版149查表8-3得q=0.1 (kg/m)5 22 52Fo =5001 0.1 1.251112.2 0. 152 =1112.3141.25x3 10.96丿9.计算作用在轴上的压轴力a0Fp=2zF0sin 2 3 1112.3 sin79.1 - 6553.4N2机械设计第八版158页公式8-28的引用四. 带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径dd1=90mm，故米用腹板式(或实心式)，从动 轮基准直径dd2=280mm,米用孔板

11、式。五. 齿轮的设计1.选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；(1) .按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2) .减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7 级精度(GB10095-88);(3) .选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度 为280HBS，大齿轮的材料为45刚(调质)，硬度为240HBS,二者 的材料硬度相差为40HBS。(4) 选小齿轮的齿数为24,则大齿轮的齿数为Z2=24X 6.96=167.04 , 取 Z2=1682按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即2小2323ktTi u 1( Ze )S u J H1机械设计第

12、八版203页公式10-9a的引用选用载荷系数K t=1.33.计算小齿轮传递的转矩54=95.5 X 10 X 2.899/963.3=2.874 x 10N- m机械设计第八版205页:由表10-7选定齿轮的齿宽系数 =1 ; d7机械设计第八版201页:由表10-6查得材料的弹性影响系数1ZE=189.8MPa2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限-Hlim1=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限-Hlim2=550MPaN1 = 60n1 jLh=60X963.3 x 1 X( 16X300x 10) =2.77 x 1098N2=60n2jLh=60X 138X 1

13、X (16 X 300X 10)=3.97 X10机械设计第八版206页公式10-13的引用4. 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1，得1K 二HN1SJjmJ =540MpaK 二貲 皿=522.5Mpa机械设计第八版205页公式10-12机械设计第八版207页Khni =0.9 ,KhN2 =0.955. 计算接触疲劳许用应力。试算小齿轮分度圆的直径d it，带入中较小的值2di323KTi u 牛 Ze )d u=2.3231.3 2.874 1046.96 16.96(189.8 f522.5=41.296mm(1) 计算圆周的速度V：d n1t 160 10003

14、.14 41.296 963.360 1000=2.08mm/ s(2) 计算齿宽bb二 d =1 41.296mm=41.296mmd 1t(3) 计算齿宽和齿高之比模数mtd 1t=41.296-1.7224齿咼 h =2.25m t =2.25" 1.72=3.87 mmb _ 41.296h 3.87= 10.67(4) 计算载荷系数。根据V=2.08mm/s;7级精度，可查得动载系数k =1.08;机械设V/计第八版194页图10-8F,Z直齿轮可得使用系数k A = 1;机械设计第八版193页k =1.31;机械设计第八版197页表10-4H -由 b =10.67, k

15、 h ： = 1.31 可得 K f ： = 1.25故载荷系数 K = K K K K . =1 1.08 1 1.31=1.41AVHqHJ5机械设计第八版192页 公式10-2的引用(5) 按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。1 kh 41d = dJ=41.296x= 42.477mm11冷 K 七Y 4.3(6) 计算模数m。d1m =z142.47724= 1.77mm;6. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式m;机械设计第八版201页I " d Z1F(1) 确定公式内各计算数值1) 查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限:-FE1 =500Mpa;大齿轮的弯曲强度极

16、限fe2=380 Mpa机械设计第八版208页2) 查表可得弯曲疲劳寿命系数 K =0.86, K =0.87;FN1FN273) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得aFN10.86 5001.4= 307.14 MaK FN2> FE20.87 3801.4= 236.14 Ma4）计算载荷系数vK1 1.08 1 1.25=1.355）查取齿形系数查得 YFa12.65= 2.145Fa2机械设计第八版200页6）查取应力校正系数。查表可得YSa11.58Y Sa2=1.97机械设计第八版200页YFaYsa7）计算大，小齿轮的 并加以比较。丫 Fa1丫 S

17、a1_2.65 1.58307.14。363236.14丫 Fa2丫 Sa2 一 2145845 =。.。咏大齿轮的数值大。（2）设计计算。1 242口餐235 细4 1040.01676 "31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2.3并就近圆整为标准值 m=1.5，按接触强度计算得的分度圆直径d i=42.477mm,算出小齿轮数d 1 = 42.477m 1.5= 28.3,

18、取 29大齿轮的齿数Z 2=29X 6.96=2°2综上所述，这样设计出的齿轮传动比稳定，不仅满足了齿面接触 疲劳强度，而且满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，提高了效率，有效减少各种失效，再者避免了浪费，故设计这种齿轮。7. 几何尺寸的计算(1)计算分度圆直径d1=zi m=29X 1.5=43.5mm d2=z2 m=20X 1.5=303mm(2)计算中心距da =一43.5 + 3032= 173.25(3 )计算齿轮的宽度b 二 “d 广43.5mmd 1六. 轴的设计与校核(一)低速轴的计算1.轴的材料选取选取45钢，调制处理，参数如下硬度为HBS= 220抗拉强度极

19、限e = 650MPa屈服强度极限cs = 355MPa弯曲疲劳极限（P1 = 275MPa剪切疲劳极限t 1= 155MPa许用弯应力=60MPa2初步估计轴的最小直径i【轴上的转速n2功率p2由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知n2 =138r/min ； p2=2.7841kw取 Ao=115p =3l.3lmm n22 =115 n2上式为机械设计第八版370页公式15-2的引用输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径du .为了使所选的轴的直径d|与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca二KaT2，查表14-1,考虑到转矩变化小，故取KA =1.5

20、.则J二心丁2 = 1.5 190 =285 N mm按照计算转矩 J应小于联轴器公称 转矩的条件。查机械零件手册（第 5版），选HL2型弹性套柱销联 轴器，半联轴器孔的直径d1=32mm,长度L = 82mm,半联轴器与轴 配合的毂孔长度L1=60mm,取dI 4I = 32mm3拟定轴的装配方案込轮配令处1II niivv vi4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。(1) 选取d=32mm, L： = 60mm。因1-11轴右端需要制出一个 定位轴肩，故取d山| = 37mm。(2) 初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求， 由轴知其工作要求并根据 d

21、n-m =38mm,查机械 零件手册(第五版)，选取轴承型号为6280 ,其中 d=40mm,D=80mm,B=18mm,所以 dm-叩=dv-可=40mm,ln-叩=1 皿-呱=18mm(3) 取做成齿轮处的轴段W - V的直径d心二45mm,齿轮的右端 与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为 44mm,取I v-在=44mm(4) 轴承端盖的总宽度为20m m。根据轴承端盖的装拆及便于 对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端，面间的距离 I = 30mm, 故取 11| $ =50mm。(5) 齿轮距箱体内壁a=10mm,轴承位距箱体内壁s=5mm,I iv- v =1 可-v

22、=a+s=15mm,d- v =d-皿=42mm5计算过程根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致 在轴承宽度中间。1Li=l I- +1 口-皿 +I 皿-iv=119mm2冷1皿-v+ Iv - Vi=4611L3= I v - v+I V - VD + I 皿-呱=4622L2 +L3=92mm计算支反力3作用在低速轴上的= 1254N2 190 10303Fr二 F&n ： =460£ncos -水平面方向IMb = 0FnH4 92-Ft 46=0 FnH4=627N' F=0,Fnh3 二 Ft - Fnh4 =1254-627 = 627

23、N垂直面方向IMb = 0,FNV4 92-Fr 46=0,故 FNv4 =230.45IF = 0, Fnv3 二 Fr -Fnv4 =460.9N -230.45N =230.45N计算弯距水平面弯距Mch=Fnh4 L 3= 627 46 =28842N mm垂直面弯矩McV3=FNV3 L2 =230.45 46 =10600.7N mMcv4 =fnh4 L3 = 230.45 46 = 10600.7N m支反力Fnh3 =627NFnh 4 = 627NFnv 3 = 230.45NFNv4 = 230.45N弯距MMH =28842N mmMcV3 M cv4 总弯距M 1 M

24、 2 扭距TT = 190 N m合成弯矩6.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面 （即危险截面C）的强度。根据课本式373页15- 5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取a= 0.6,轴的计算应力Me2 (T )2-ca0.1 45330728/ (0.6 190 103)2 1000 MPa= 12.96 MPaca已由前面查得许用弯应力（T- 1=60MPa，因匚ca<（- 1,故安全。7精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面A, n,m, B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所 引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转 强度较为宽裕地确定的，所以截面 a, n,rn, B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和 IV和v处的过盈 配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面 C上的应力最 大。截面IV的应