课程设计作业

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 设计带式运输机传动装置 06选矿 专业 2 班设 计 者 吕沛超 学 号 200605060212指导教师 王彦凤 2009 年 1 月 6 日（河北理工大学）目录I. 设计任务书2II. 传动方案的拟定3III. 电动机的选择4IV. V带设计5V. 箱内齿轮设计与选择7VI. 轴的设计计算与选择9VII. 联轴器的选择13VIII.键连接的选择和计算13IX. 轴承的计算和选择14X. 箱内结构设计15XI. 润滑和密封设计17XII. 设计小结18XIII.参考资料18I.机械设计课程设计任务书 设计题目: 设计带式运输机传动装置 带式输送机的传动装置

2、简图1、电动机； 2、V带传动； 3、减速器； 4、联轴器； 5、传动滚筒； 6、皮带运输机原始数据: 运输带工作拉力F= 1150 N 运输带工作速度v= 1.60 m/s 卷筒直径 D= 260mm 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5% 。 设计工作量： 1.减速器装配图1张 2.设计说明书1份II.传动方案的拟定机器由原动机、传动装置和工作机三部分组成。在选定原动机的条件下，根据工作机的工作条件拟定合理的传动方案，主要是合理的确定传动装置，即合理的确定传动机构的类型和各传动机构的合理布置。带传动承载能力较低，

3、但传动平稳，缓冲吸振能力强，宜布置在高速级。根据表2-1选择传动机构。尽量本着满足工作机性能要求，工作可靠，尺寸紧凑，成本低，传动效率高和操作维护方便的原则，设计运动简图： 带式输送机的传动装置简图1、电动机； 2、V带传动； 3、减速器； 4、联轴器； 5、传动滚筒； 6、皮带运输计算与说明主要结果III.电动机的选择一、 电动机的选择 1、电动机类型： Y系列三相交流异步电动机 2、电动机功率 运输带所需功率 Pw=FV1000w=1150×1.601000×0.96 联轴器=0.992 齿轮=0.97 带=0.95 轴=0.99 传动装置总效率 总=联轴器.轴承3 电

4、动机的输出功率Pd=Pw总=1.920.8959 3、确定电动机的转速： 初步选定电动机转速为1500 r/min 查【1】表19-1 选Y100L1-6电动机满载转速 nm=1420 r/min 额定功率 P=2.2kw二、传动装置的传动比计算及分配1、滚筒转速nW=V.60×1000.D=1.60×60×10002.14×260 总体传动比i总= nmnW=1420117.59初定各部分传动比为： i带=3.02 ，i齿=i总i带=12.0763.02三、传动装置的运动和动力参数计算 1、各轴转速 n1=nWi带=14203.02 n2=n1i齿=4

5、70.204误差=117.6-119.59117.6<5% 2、各轴输入功率 1=d. =2.143×0.95 2= 1=2.036×0.99×0.97Pw=1.92总=0.8959Pw=2.143kwnw=117.59r/mini总=12.076i带=3.02i齿=4n1=470.20r/minn2=117.6r/min1=2.036kw2=1.955kw计算与说明主要结果 3=2联轴器=1.955×0.99×0.992 3、各轴输入转矩 T d=9550 dnm=9550×2.1431420 T 1=T di带带=14.41

6、2×3.02×0.95 T 2= T 1i齿=41.352×4×0.97×0.99 T3=T 2联轴器=158.774×0.99×0.992 4、各轴转速、功率和转矩如下表所示：轴号功率/kw转矩/（Nm）转速n/( r/min)电动机轴2.14314.4121420轴2.03641.352470.20轴1.955158.774117.6工作机轴1.920155.932117.59IV.V带设计一、 确定V带的截型 1、工况系数 由表11-3 取 =1.1 2、计算功率 Pc=Pd=1.1×2.143 3、 V带截

7、型 由图11-5 选A型带 二、 确定V带轮的直径小带轮的基准直径 由图11-5和表11-10 大带轮的基准直径 dd2=i带 =3.02×100=302 由表11-10 取验算带速 =dd1nd60×1000=3.14×100×142060×1000=7.43m/s>5 m/s在允许范围内三、确定中心距及V带基准长度初定中心距 由0.7(+) 290.5mm830mm3=1.920kwT d=14.412NmT 1=41.352 NmmT 2=158.774NmT3=155.932Nm=1.1Pc=2.357kwA型=100mmdd2=

8、315mm在允许范围内计算与说明主要结果 要求结构紧凑取，可取中心距=600mm 初定V带基准长度 =2×600+2×（315+100）+14×600（315-100）2 =1870mm 由表11-7 取 Ld=2000mm传动中心距 由式11-17 aa0+Ld-Ld02=600+2000-18702小带轮包角 由式11-14=1800-57.30×315-100665四、确定V带的根数单根V带的基本额定功率 由表11-4 额定功率增量 由表11-5 包角系数 由表11-2带长修正系数 由表11-7V带根数 由式11-13z=Pc(P1+P1)KKL=

9、2.375(1.32+0.17)×0.95×1.03=1.617 取5、 计算作用在轴上的载荷V带的长度质量 由表11-1初拉力 由式11-6，=500×2.1432×7.43×2.50.95-1+0.1×7.432作用在轴上的载荷 FQ=2F0Zsin12=2×135×2×sin16002 6、带宽 由表11-8 e=15±0.3 f=10-1+2 B=(z-1)e+2f=15+2×9=600mmLd=2000mma=665 mm1=1600P1=1.32kwP1=0.17kwK=0

10、.95KL=1.03=2m=0.10kgmF0=135NFQ=531NB=33计算与说明主要结果V.箱内齿轮设计 选择圆柱直齿轮，可采用软齿面传动，小齿轮选用45钢调质，齿面平均硬度240HBS，大齿轮选用45钢正火，齿面平均硬度200HBS。一、按齿面接触疲劳强度设计 1、许用接触应力 极限应力 =0.87HBS+380(表12-11) 安全系数 查表12-12 取许用接触应力 =取较小值代入计算公式2.计算小齿轮分度圆直径 小齿轮转矩 =9.55×10×=9.55×10×2.036/470.20由表12-9查取齿宽系数载荷系数 工作平稳，软齿面齿轮，

11、取节点区域系数 标准直齿圆柱齿轮传动弹性系数 由表12-7小齿轮计算直径 3、确定几何尺寸取小齿轮齿数 =27 =108传动比变动量 i=i-Z2Z1i=3.15-3.023.15=589MPa=554MPaSHmin=1.1=535MPa=504MPa=41.4Nmd=1K=1.26=2.5=189.848.71mm=27=108i=0.041%<5%计算与说明主要结果模数 m= =48.7127=1.80,由表12-1取标准值 分度圆直径 d=m Z中心距 a=( d+d2)/2=(216+54)2齿宽 b= d=1×54 取=b , =b+(510)mm三、校核弯曲疲劳强

12、度（1） 许用弯曲应力极限应力 =0.7HBS+275(表12-11)安全系数 (表12-12) 取许用弯曲应力 =（2） 验算弯曲应力 复合齿行系数 由表12-10查取 弯曲应力F1=2KT1bd1mYFS1=2×1.26×41.4×10354×54×2×4.05 F2=F2YFS2YFS1=96.18×3.964.13 由于 <，<四、齿轮结构设计 1、小齿轮使用齿轮轴结构 齿顶圆直径 da=m(Z+2) 全齿高 hf=2.25m 齿距 p=m 齿厚 s=p/2 mm=2 d1=54d2=216a=135 m

13、m=54mm=60mm=443 MPa=415 MPa=1.4 =316 MPa=296 MPaYFS1=4.05 YFS2=4.00=72.45MPa=71.56MPa弯曲强度足够da=58mm hf=4.5mmp=6.28mms=3.14mm计算与说明主要结果 齿根圆直径df=m(Z-2.5) 2、大齿轮使用腹板式结构 齿顶圆直径 da=m(Z+2) 全齿高 hf=2.25m 腹板结构直径d=27.2mm VI.轴的设计计算及选择一、轴的初算 根据轴的材料并考虑弯矩的影响,即考虑到主动轴轴端受大带轮施加的力FQ, 故A取大值，由表17-1取1、 求主、从动轴的计算直径主动轴的计算直径d1A

14、3pn=118×32.25384=21.27mm从动轴的计算直径d2A3pn=118×32.16120=30.92mm计入键槽的影响，直径增大3%，然后圆整=1.0321.27=21.91 mm二、轴的结构设计1、高速轴根据轴的初算d1=20mm轴肩高度h=0.07d+(12) 得d2，d3，d4，d5。=1.0330.92=31.85 mm df=49mmda=220mmhf=4.5mmd=27.2mmA=118=25mm=35mmd6=20mmd5=25mmd4=30mmd3=36mmd2=44mmd1=30mml6=30mml5=46.6mml4=32mml3=60m

15、ml2=6mml1=25mml总=199.6mm计算与说明主要结果2、低速轴的结构设计 根据轴的初算d1=35mm 3、从动轴强度校核 T2=9.55×106×2.143117.6=158.77Nm d2=216mm作用在齿轮上的切向力 Ft=2T2d2=2×158.77216 作用在齿轮上的径向力 Fr=Fttan=1.47×tan20° 作用在齿轮上的法向力Fn=Ftcos=0.54cos20°（1）求水平支反力画水平面受力图 =14702 （2）绘制水平面弯矩图 MCH=FAHL1=914.36735×52 （3）求垂

16、直面支反力 由 即 , L=2L1 FBV=Fr2=5402 在铅锤方向上，由 即得 d1=32mmd2=40mmd3=50mmd4=57mmd5=67mmd6=50mml1=80mml2=46.6mml3=36mml4=52mml5=8mml6=29mml总=250.6mmFt=158.77NmFr=0.54kNFn=0.57kNFAH=735NFBH=735NMCH=38.22NmFBV=2N计算与说明主要结果270-540=-3N （4）绘制垂直面弯矩图 MCV=FAVL1=-270×52 MCV'=L2=270×52 （5）.绘制合成弯矩M图 根据合成弯矩

17、C截面左侧弯矩 C截面右侧弯矩 （6）绘制弯矩图 （7） 绘制当量弯矩图由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应分别计算其当量弯矩。此处可将轴的扭切应力视为脉动循环，取，则C截面左侧当量弯矩C截面右侧当量弯矩C截面当量弯矩 在以上两数值中取较大值D截面弯矩 MDH=FAHL3=735×26 MDV=FAVL3=-270×26D截面合成弯矩D截面当量弯矩（8）求危险截面处轴的计算直径许用应力 轴的材料选用45钢，调制处理，由表17-2,按碳钢b=600MPa查得-1b=60MPaC截面计算直径 dc3MCE0.1-1b=3103.73×1030.

18、1×60=25.86计入键槽的影响 dc=1.03×25.86=26.64mm同理D截面计算直径 dD=26.09mm270N方向与相反MCV=-14.04NmMCV'=14.04NmMC=40.72NmMC'=40.72NmT=159NmMCE=103.73NmMCE'=40.72NmMCE=103.73NmMDH=19.11NmMDV=-7.02NmMD=20.36NmMDE=97.55Nmdc=26.64mmdD=26.09mm计算与说明主要结果(9）检查轴的强度经与结构设计比较，c截面和D截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度

19、满足条件。(10）各图如下轴的强度足够计算与说明主要结果VII.联轴器的选择 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器公称转矩：T2=158.774Nm 查表16-1, 选取工况系数 所以转矩 Tc=KT2=1.5×158.774因为计算转矩小于联轴器公称转矩,查【1】表17-1 选取LT6型弹性套柱销联轴器VIII.键的选择一、选择键的类型,材料,确定键的尺寸1、键的类型 联接方式为静联接，载荷小，受轻微冲击，选用普通平键，A型2、键的材料 3、键的尺寸 （1） 从动轴上齿轮安装处已知轴径d=57mm 轮毂长l=54mm, 由【2】表2-7查得 b=16mm ,h=10mm ,L=

20、45 mm (2) 主动轴上带轮安装处 已知轴径d=20 mm 轮毂长 l=30mm 由【2】表2-7查得 b=6mm ,h=6mm ,L=22 mm（1） 安装联轴器处 轴径d=35mm 轮毂长l=80mm 由【2】表2-7查得 b=10 mm ,h=8 mm ,L=70 mm2、校核键联接的强度 普通平键构成静联接，因此只需校核轮毂的挤压强度， 由【2】表2-12，许用挤压应力p=100120MPa(1) 从动轴齿轮安装处工作长度 l=L-b=45-10=35mm 挤压应力 =4×158.774×100057×10×35 (2) 主动轴带轮安装处 工

21、作长度 l=L-b=22-6=16 mmK=1.6Tc=254.04NmHL2型弹性套柱销联轴器A型普通平键45钢b=16 mm h=10mm L=45 mmb=6mm h=6mm L=22 mmb=10 mm h=8 mm L=70 mmL=35 mm=31.84 MPal=16 mm计算与说明主要结果 挤压应力 P=4 T1dlh=4×41.35220×6×16=86.15MPa(3)安装联轴器处 工作长度 l=L-b=70-8=62 mm 挤压应力 P= T2dlh=4×158.77432×8×62 以上数值均小于P,故强度满足

22、IX.轴承的选择一、 轴承的选择主动轴不受轴向力，选用深沟球轴承（GB/T 276-93）查【1】表15-3 ，初选轴承代号基本尺寸从动轴： 轴承代号 基本尺寸二、从动轴轴承强度计算1、计算当量动载荷由于轴承只承受径向载荷，故当量动载荷即为轴承承受的径向载荷（轴承的支承反力）。此处，两轴承支承反力相等，查表15-9取 当量动载荷 P=fPFAH2+FAV2=1.1×7352+(-270)2 2、求轴承的实际寿命轴承基本额定动载荷 由机械设计基础（第4版） 表8-3温度系数 由表 12-6 寿命指数 深沟球轴承轴承的实际寿命 =10660×117.6×(1×

23、;27000861.3)3轴承预期寿命结论 由于, 故P=86.15MPa l=30 mmP=40.01MPa强度满足6206d=30mmD=62mmB=16mm6210d=50mmD=90mmB=20mmfP=1.1P=861.3NC=27KNfT=1 =3Lh0=4365855hLh=8年6210轴承可用计算与说明主要结果X.箱体结构的设计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佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润滑，同

24、时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 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M6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

25、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 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.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.减速箱体结构设计名称符号结果箱座壁厚 8箱盖壁厚1 8箱座凸缘厚度b 12箱盖凸缘厚度 12箱座底凸缘厚度 20地脚螺钉直径 16地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径12

26、箱盖与箱座联接螺栓直径8联接螺栓d2的间距 l150轴承端盖螺钉直径8定位销直径6视孔盖螺钉直径6，至外箱壁距离22 18 13，至凸缘边缘距离20 16轴承旁凸台直径R116凸台高度h根据低速轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离42大齿轮顶圆与内机壁距离8齿轮端面与内机壁距离8箱盖，箱座肋厚m=6.8轴承端盖外径104轴承旁连接螺栓距离104计算与说明主要结果XI.润滑密封设计一、 齿轮润滑 齿轮圆周转速Vc=nD1000×60=54×3.14×470.201000×60 Vc<12ms ,故采用浸油润滑 单级圆柱齿轮减速器 浸油深度 二、滚动轴承的润滑 对齿轮减速器当浸油齿轮圆周速度Vc<2ms时，滚动轴承采用脂润滑 d1n1=30×470.20=14106mmrmin<2×105 mmrmin d2n2=50×1