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目录一 、课程设计任务书1.1 设计要求二、传动装置运动学计算2.1 电动机的选择2.2 确定总传动比、分配传动比2.3 计算各轴功率、转速和扭矩三、带传动设计3.1 选择带的剖面型号3.2 计算带传动的主要尺寸和带的根数四、齿轮传动计算4.1 选择齿轮材料4.2 计算和确定齿轮传动的主要参数4.3 确定齿轮的结构和主要尺寸五、轴的设计计算5.1 轴的初步计算5.2 轴的结构设计5.3 轴的强度计算六、联轴器选择七、键的选择、计算八、滚动轴承选择计算九、减速器结构设计9.1 确定箱体的结构和主要尺寸9.2 减速器附件的选择9.3 减速器

2、主要零件配合性质的确定 十、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 确定润滑油量十一、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）51 V带传动2运输带3单级斜齿圆柱齿轮减速器4联轴器 5 电动机6 卷筒 原始数据：运输带工作拉力F/N 4200运输带工作速度v/（m/s）1.9卷筒直径D/mm 4501）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：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 380/220V；5）运输带速度允许误差土 5%6）制造条

3、件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 1.1设计要求1. 减速器装配图一（A1）。2. 零件图12。3. 设计说明书一份。二. 传动装置运动学计算本组设计数据：数据：运输带工作拉力F/N 4200运输带工作速度v/（m/s）1.9卷筒直径D/mm 4501）外传动机构为V带传动。2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器3）方案简图如上图4）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。减速器部分为单级 斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿

4、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P Fv1 W 1 vPFv7. 98kw从电动机到工作机传送带间的总效率为0. 867由机械设计课程设计手册表 1 7可知：1 : V带传动效率0.96 ；2 :滚动轴承效率0.99 （球轴承）；3 :齿轮传动效率0.97 （ 8级精度一般齿轮传动）；4 :联

5、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P巳 亠9. 2kw3）确定电动机转速6 20按表13 2推荐的传动比合理围，单级圆柱齿轮减速器传动比i而工作机卷筒轴的转速为nw601000vD80. 68r / min1613 6) r/mi所以电动机转速的可选围为几 i ' nw (6 20) 80. 68r/min (484 08 符合这一围的同步转速有750min和I000r/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1000r min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，

6、由机械设计课程设计手册表12 1选定电动1腸-机型号为Y160L-6。其主要性能如下表:电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mi n)启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y160L-6119702.02.0中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底脚安装 尺寸AX B地脚螺 栓孔直径K轴伸 尺寸D X E装键部位 尺寸FXGD132475X 345X315216 X 1401238 X8010 X38.0182.2确定总传动比i 、分配传动比(1) .总传动比i为i-12 . 02n w.分配传动比i i i考虑润滑条件等因素，初定2.3计算各轴功率、转速和扭矩1).各轴的转速I

7、轴nnm970 r minII轴nni-323. 3 r /minIII轴nni80. 8 r min卷筒轴nwn80. 8 r min各轴的输入功率I轴PPd9. 2kwII轴PP i28. 74kwIII轴PP3 28. 39kw卷筒轴P卷P4 28. 22kw3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td9. 5510 6Pd_nm9. 0610 4 N mmI轴TTd9. 06104NmmII 轴TT 12. 58105NmmIII轴TT 32i9.91105N mm卷筒轴 T卷 T 4 29.71 105N 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/(N m

8、m)转速 n/(r/mi n)传动比i效率I轴9.29. 0610497030.95II轴8.742. 58105323.340.96III轴8.399. 9110580.0810.98卷筒轴8.229. 7110580.08三、带传动设计电动机输出功率Fd9. 2kw，转速ni nm 970 r 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Ka1. 1，故FCaKaR10. 12kw2) .选择V带类型根据Pea，n1，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

9、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dd1d106mm 75mm 而一1 H 100 mmd1，其中H为电动机机轴高度,满足安装要求。(2) .验算带速Vv1®5. 38 ms60 1000因为5m s v 25m s，故带速合适(3) .计算大带轮的基准直径dd2i dd1318mm根据机械设计表4.4，选取dd2320mm则传动比i牛 3.02从动轮转速n2n1321. 2 r / min i2).确定V带的中心距a和基准长度Ld(1).由式0.724,dd2)a°2(dq dd

10、2 )得298.2a0852，取 a。750mm(2) .计算带所需的基准长度LdLd02a°-(dd!dd?)色'0dd)22184.1mm4a°由机械设计表4.2选取V带基准长度Ld2250mm(3) .计算实际中心距aa a。LdLd02782. 95mmamaxa0. 03Ld817. 5mmamina0. 015Ld716. 25mm3) .验算小带轮上的包角57. 31180(dd2dd1)164.3490a4) .计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由dd1106mn和m970 r min，查机械设计表4.5得P°1. 16kw根据

11、n1960 r. min，i 3和a型带，查机械设计表4.7得F00. 26kw查机械设计表4.8得K 0. 98，查表4.2得Kl1.25，于是Pr(P0P0) KKl1. 74kw(2)计算V带的根数ZP10 12zcau5.8166取 6 根Pr1.74取6 根。5) .计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min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(Fo)min500(2./ K )PCaqv2246NK zv应使带的实际初拉力F。 (Fo)min。6) .计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min2z(Fo)minSin ?2924.48N7) .带轮的结

12、构设计小带轮米用实心式，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4.1选择齿轮材料1)选定齿轮类型、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。 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选小齿轮齿数z124，则大齿轮齿数Z2 i Z196(5)初选螺旋角B =14°4.2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)

13、 按齿面接触疲劳强度设计。2KtT u 1 ( ZeZhZ Zd1t3'、d u 确定式中各项数值： 因载荷较平稳，初选h)2心=1.59.55106P2. 58510 N mm机械设计表6.5，取 d1.0机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数zE 189.8 . MPa机械设计图6.19，查得 Zh 2. 43N2N1i27.4510841.86108N0.88 300 87.45 1 08 N般取Z £ =0.750.88，因齿数较少，所以取zz cos 0.99由式(6-12)，N160n2jL h 60323. 3 2d1t- ( ) dUH21.525800041

14、2431898°8°.")2mm 74.4mm560由图 6.6 查得，Khn0. 97, Khn20. 96按齿面硬度查图 6.8得 Hlim1 600MPa , Hlim2 560MPa ,取 SH min1 ；H1Khn1 lim 1S0. 97600MPa582 MPaH2KHN2lim 2S0. 96560MPa537. 6MPa取h(582537. 6) / 2560MPa设计3 2KtT u 1(ZezhZZ )2修正dit :dmv60 10003.1474.4323. 3 m/ s60 10001. 26m/ s由表6.2查得,Ka 1.00由图

15、6.10查得,Kv 1.03由图6.13查得,1.05般斜齿圆柱齿轮传动取，k1 1.4，此处 K 1.2贝U KKaKvK K 1.00 1.03 1.05 1.2 1.30d174. 4330mm1.570. 9mmd1 cosZ170. 9 cos 14 mm2. 87mm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：J 2KT /丫尸茨m1（宀） d ?Zif确定公式的各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限为fei500MPa大齿轮为fe2380MPa弯曲疲劳寿命系数KFN10. 94，KFN20. 9取弯曲疲劳安全系数为S=1.4,由式（10-

16、12）得，f 1= Kfni FE10.94 X 500/1.4=335.7MPaSF 2= Kfn20.9 X 380/1.4=244.3MPaS计算载荷系数 K=1X 1.05 X 1 X 1.4=1.47由表10-5查得YFa12.65, YFa22.22Ysa11.58, Ysa21.77计算大、小齿轮的YFaY;a并加以比较。F YFaYsa1 =2.65 X 1.58/335.7=0.01247f1%22.22 X 1.77/244.3=0.01608f2大齿轮的数值大。所以可以得：3'21.47258000°mJ20. 01608=2.771 ? 242由齿面接

17、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 m3mm按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿d1 cos BZi123m大齿轮齿数，取Z292。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：a1E(Z1 G)2 cos3(2392) mm 177.84mm2 cos 14取 a1178mmarccosm(Z

18、1Z2)2a1arccos 3(2392)14 32178计算大、小分度圆直径和齿宽d1mnzicos323mm cos 14. 371. 13mmd2mu?cos392mm cos 14.3284. 54 mmddi71. 13mm 71. 13mmB271mm B176mm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）9.91105N mmI .输出轴上的功率P、转速n和转矩

19、T由上可知 P8. 39kw， n80. 08r min，Tn.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d2284. 54mmFt2T6965. 6NFrFad2匚tancos2613. 7NF tan B1775. 5Nin.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 ,取C 100 ,于是dmincv!t47.14mm，由于键槽的影响，故dmin 1. 05d min49. 5mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d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。联轴器的计算转矩Tca KaT，查机械设计表10.1，取Ka1.2，贝

20、TCaKAT1189200N mm按照计算转矩a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d50mm,故取半联轴器长度L112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L84mm。5.2轴的结构设计轴的结构示意图如下HIVV ¥1/E(1).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，1 - U段右端需制出一轴肩，故取U -川段的直径dn皿 52mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L 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-U段的长度

21、应比L小2 3mm，现取l i 口 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皿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d D B 55mm 90mm 18mm， 故 d皿ivd町55mm；而I刑町 35mm3) . 取安装齿轮处的轴端V - V的直径dv v 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 v v 70mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h5mm，则轴环处的直径

22、dv在68mm。轴环宽度b 1.4h，取l v 刑 10mm。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l 口皿 60mm5) .取齿轮距箱体壁的距离a15mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离s，取s 10mm，已知滚动轴承宽度T 18mm大齿轮 轮毂长度L71mm则I 皿即 T s a (7170)(1810151)mm 44mm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

23、简支梁的轴的支撑跨距L2La61 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。现将计算处的截面C处的M h、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh13500. 8NFnh23464. 8NFnv11800. 5NF nv225N弯矩MMh213548.8N mmM/1108030 N mmM/21500N mm总弯矩M1239318. 3N mm , M2213554. 1N mm扭矩TT 991000N mm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

24、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0.6，轴的计算应力32. 85MPa已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表 11.2查得i 60MPa因此ca 1，故安全然后设计输入轴（高速轴）： 已知输入轴设计成齿轮轴的形式I .输入轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知 P8. 74kw，n323. 3r min，T 2. 58105N mmn.求作用在齿轮上的力因已知低速小齿轮的分度圆直径d171. 13mm7254.3NFrd1tanFcos2722NFa1849.1NIH .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 15-3，取C=1

25、0Q于是P'dminC3|_30.01mm,由于键槽的影响，故 dmin1.05dmin31.5mm1rii.s_L_IL】 nid iv vvr vi raI输入轴的最小直径显然是安装带轮处的直径di n ,取di n 32mm根据带轮结构和尺寸，取I35mmIV.齿轮轴的结构设计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 - n段右端需制出一轴肩，故取n -川段的直 径dn 皿35mm；2).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皿35mm,查手册表6-1选取轴承代号为7008AC的角接

26、触球轴承， 其尺寸为 d D B40mm 68mm 15mm， 故d皿iv40mm。3) .由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V - W的直径dv在48mm, I v在76mm轴肩高度h 0. 07d皿v ,故取h3mm,则轴环处的直径dv v42mm,轴环宽度b 1.4h，取I v v I可皿 5mm4) .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 I35mm,故 I 口 皿60mm)5) . 取齿轮距箱体壁的距离a10mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离

27、 s，取s8mm已知滚动轴承宽度T16mm，贝UI 皿 v T s a I v v (168105)mm 29mm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2 45六、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、键的选择、计算I.带轮与输入轴间键的选择轴径d 32mm轮毂长度L35mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b10mm， h8mm， L28mn(GB/T 1095-2003)n.输出轴与齿轮间键的选择轴径d 58mm轮毂长度L70mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b1

28、5mm， h10mn， L60mnr(GB/T 1095-2003)m.输出轴与联轴器间键的选择轴径d 50mm轮毂长度L84mm,查手册，选A型平键，其尺寸为b14mm h 9mm L78mn(GB/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Lh8 8 2 36546720hI .计算输出轴承(1) .已知n 80. 08 r min，两轴承的径向反力Fr?1306. 85N由选定的角接触球轴承7011AC轴承部的轴向力Fs 0.63FrFS1FS

29、20.63Fr823. 3N(2) .由输出轴的计算可知Fa 1775. 5N因为 Fs1 Fa823. 3N 1775.5N2598. 8NF$2，故轴承 U 被“压紧”，轴承 I 被“放松”，得： Fa2 FS1 Fa823. 3N1775.5N 2598.8NFa1 Fs1823. 3N.FA1 FR1 0.63，Fa2 Fr21. 14，查手册可得 e 0.68由于 FA1 FR1 e，故 X1 1, Y10;FA2 FR2 e,故 X20.41,Y20.87(4).计算当量载荷R、P2由机械设计表8.7，取fp 1.5，贝UPfp(X“Fr第Fa)1960. 275NF2fp(X2&

30、amp;YqFa)2796. 76N(5).轴承寿命计算由于FP2，取F2796. 76N，查表8.8取ft 1，角接触球轴承，取3 ,查手册得7011AC型角接触球轴承的Cr22. 5KN，贝U,106 ftC,.Lh( t ) 108369.4h LhH60n P故满足预期寿命。九、减速器结构设计9.1确定箱体的结构和主要尺寸减速器的箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量。 机体结构应有良好的工艺性，铸件壁厚为 10mm，圆角半径为R=5，机体外型简单，拔 模方便。减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a3 810箱盖壁厚110.02a3

31、88箱盖凸缘厚度b1b11.5 112箱座凸缘厚度bb 1.515箱座底凸缘厚 度b2b22.525地脚螺钉直径dfdf 0.036a12M16地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径d1d10.75dfM12机盖与机座联 接螺栓直径d2d2=（0.50.6）dfM8轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5）dfM8视孔盖螺钉直 径d4d4 =（0.30.4） dfM5定位销直径dd = (0.70.8 ) d26df，di，d2至外机壁距离Ci查机械设计课程设计手册表11-2161814df，d2至凸缘边缘距离C2查机械课程设计手册表 11-22018外机壁至轴承 座端面距离li11 =Ci

32、 +C2 + (812)50大齿轮顶圆与机壁距离11>1.210齿轮端面与机壁距离22 >10机座肋厚mm 0.85m 7轴承端盖外径D2D2 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，以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体温度升咼，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 一圆锥疋位销，以提咼疋位精度.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