机械设计课程设计说明书带式输送机传送装置

西北工业大学 机械设计课程设计计算说明书 设计题目： 带式输送机 传送装置 机械设计制造及其自动化 专 业 05020702 班 设计者： 学号： 2007301142 指导老师： 刘光磊 2010 年 月 日 西北工业大学 2 目录 一 .题目及总体分析 . 3 二 .各主要部件选择 . 4 三 .电动机的选择 . 4 四 .分配传动比 . 5 五 .传动系统的运动和动力参数计算 . 6 六 .设计高速级齿轮 . 8 1.选精度等级、材料及齿数，齿型 . 8 2.按齿面接触强度设计 . 8 3.按齿根弯曲强度设计 . 10 4.几何尺寸计算 . 12 5.验算 . 12 七 .设计低速级齿轮 . 13 1.选精度等级、材料及齿数，齿型 . 13 2.按齿面接触疲劳强度设计 . 13 3.按齿根弯曲 强度设计 . 15 4.几何尺寸计算 . 16 5.验算 . 16 八 .链传动的设计 . 17 九 .减速器轴及轴承装置、键的设计 . 19 1.轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 . 19 2.轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 . 23 3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 . 28 十 .润滑与密封 . 32 十一 .箱体的设计 . 33 十二 .设计小结 . 35 十三 .参考文献 . 35 3 一 .题目及总体分析 题目：设计一个带式输送机的 传动装置 给定条件： 传动简图如图 1-1 所示，设计参数列于表 1-1。工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期为 10 年（每年 300 个工作日）， 小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为 5% 。带式输送机的传动效率为 0.96。 减速器类型选择：选用 展开式 两级圆柱齿轮减速器 。 特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯 矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。 高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿 。 整体布置如下： 图 1-1 带式输送机传动简图 图示： 1 为电动机， 2 为联轴器，为减速器， 4 为高速级齿轮传动， 5 为低速级齿轮传动 ， 6 为链传动， 7 为输送机滚筒。 辅助件有 :观察孔盖 ， 油标和油尺 ， 放油 孔和 螺塞 ，通气器， 吊耳和吊钩 ，定位销 ， 启盖螺钉 ， 轴承套 ， 密封圈等。 输送带的牵引力 F/KN 2.5 输送带的速度 v/(m/s) 1.3 输送带滚筒的直径 D/mm 370 表 1-1 带式输送机的设 计参数 4 二 .各主要部件选择 部件 因素 选择 动力源 电动机 齿轮 斜齿 传动平稳 ， 承载能力大，传动 效率高 直齿轮不产生轴向力，但传动平稳性差一些 高速级做成斜齿，低速级做成直齿 轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 滚动 球轴承 联轴器 结构简单，耐久性好 弹性联轴器 链传动 工作可靠，传动效率高 单排滚子链 三 .电动机的选择 目的 过程分析 结论 类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 选用 Y 系列封闭式三相异步电动机 功率 工作机所需有效功率为 Pw F V 2500N 1.3m/s 圆 柱齿轮传动 (7 级精度 )效率 (两对 )为 1 0.98 2 滚动轴承传动效率 (四对 )为 2 0.99 4 弹性联轴器传动效率 3 0.99 带式 输送机 的传动 效率为 4 0.96 链传动的效率 5 0.96 电动机输出有效功率为241 2 3 4 5(1 . 1 1 . 3 ) (1 . 1 1 . 3 ) 2 5 0 0 1 . 3 ( 4 . 2 4 6 5 . 0 1 8 )0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 6wdPP K W 电动机输出功率为(4.246 5.018)dPKW 型号 按mdPP选电动机型号 查得型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率 p=5.5 kW 满载 转速 1440 r/min 同步转速 1500 r/min 选用型号Y132S-4封闭式三相异步电动机 5 四 .分配传动比 目的 过程分析 结论 分配传动比 传动系统的总传动比wmnni 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积； nm 是电动机的满载转速（ r/min） ； nw 为 工作机输入轴的转速 （ r/min） 。 计算如下 1 4 4 0 / m i nmnr, 6 0 6 0 1 . 3 6 7 . 1 / m i n3 . 1 4 0 . 3 7w vnrd 1440 2 1 . 4 66 7 . 1mwni n 取1 2i 2 12 1 . 4 6 1 0 . 7 32ii i 2 lhi i i 2( 1 . 3 1 . 4 ) ( 1 . 3 1 . 4 ) 1 0 . 7 3 3 . 7 3 3 . 8 8hii 3 . 8 , 2 . 8 2hlii取 则 i :总传动比 ， 1i ：链传动比 ， li ：低速级齿轮传动比 ， hi ：高速级齿轮传动比 1 2i 2 10.73i 3.8hi 2.82li 6 五 .传动系统的运动和动力参数计算 目的 过程分析 结论 传动系统的运动和动力参数计算 设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 轴、 轴、轴、轴；对应于各轴的转速分别为1 2 3 4, , ,n n n n；对应各轴的输入功率分别为1 2 3 4, , ,P P P P；对应各 轴的输入转矩分别为1 2 3 4, , ,T T T T；相邻两轴间的传动比分别为12 23 34,i i i；相邻两轴间的传动效率分别为12 23 34,n n n。 各轴转速 n(r/min)，输入功率 P(KW)，输入转矩 T(N m) 7 传动系统的运动和动力参数计算 高速轴 的转速，输入功率，输入转矩 1 1 3 1 1 1, , 9 5 5 0 /mmn n P P T P n 中间轴 的转速，输入功率，输入转矩 2 1 2 1 1 2 2 2 2/ , , 9 5 5 0 /hn n i P P T P n 低速轴 的转速，输入功率，输入转矩 3 2 3 2 1 2 3 3 3/ , , 9 5 5 0 /ln n i P P T P n 滚筒轴 的转速，输入功率，输入转矩 4 3 1 4 3 2 5 4 4 4/ , , 9 5 5 0 /n n i P P T P n 圆柱齿轮传动 (7 级精度 )效率为 1 0.98 滚动轴 承传动效率为 2 0.99 弹性联轴器传动效率 3 0.99 带式 输送机 的传动 效率为 4 0.96 链传动的效率 5 0.96 1 2i ：链传动比 ， 2.82li ：低速级齿轮传动比 ， 3.8hi ：高速级齿轮传动比 轴号 电动机 两级圆柱减速器 工作机 轴 轴 轴 轴 转速n(r/min) mn=1440 n1=1440 n2=378.95 n3=134.38 n4=67.19 功率P(kw) P=5.5 P1=5.445 P2=5.28 P3=5.13 P4=4.87 转矩T(N m) T1=36.11 T2=133.06 T3=364.57 T4=692.19 两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 链轮 传动比 i i01=1 i12=3.8 i23=2.82 i34=2 传动效率 01=0.99 12=0.97 23=0.97 34=0.95 8 六 .设计高速级齿轮 1.选精度等级、材料及齿 数 ，齿型 1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮 。 2)材料选择。由表 10 1 选择 小齿轮材料 为 40 r（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢 (调质 )，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 (GB 10095 88) 4)选小齿轮齿数 1 24，大齿轮齿数 2 1 1 3.8 24=91.2,取 Z2=91。 5)选取螺旋角。初选螺旋角 14 ， 左 旋。 2.按齿面接触强度设计 按式（ 10 21） 试算，即3 21 )(12HEHdttt ZZuuTkd 1)确定公式内的各计算数值 (1)试选 6.1tK (2)由图 10 30，选取区域系数 433.2HZ (3)由图 10 26 查得1 0.79 2 0.85 12 1 . 6 4 (4)计算小齿轮传递的转矩 5 5 41 1 19 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 5 . 4 4 5 / 1 4 4 0 3 . 6 1 1 0T P n Nmm (5)由表 10 7 选取齿宽系数 1d (6)由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2/18.189 MPaZ E (7)由图 10 21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 li m 2 550H M P a (8)由式 10 13 计算应力循环次数 91 6 0 6 0 1 4 4 0 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 4 . 1 4 7 2 1 0hN n j L 9 992 4 . 1 4 7 2 1 0 / 3 . 8 1 . 0 9 1 4 1 0N (9)由图 10 19 查得接触疲劳强度寿命系数 90.01 HNK 95.02 HNK (10)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 10 12 得 M P aM P aSK HHNH 5406009.0 1lim11 M P aM P aSK HHNH 5.52255095.0 2lim22 M P aM P aHHH 25.5 3 12/)5.5 2 25 4 0(2/)( 21 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径 td1 ，由计算公式得 2431 2 1 . 6 3 . 6 1 1 0 4 . 8 2 . 4 3 3 1 8 9 . 84 0 . 6 61 1 . 6 4 3 . 8 5 3 1 . 2 5td m m (2)计算圆周速度 11 4 0 . 6 6 1 4 4 0 3 . 0 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s (3)计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 4 0 . 6 6 4 0 . 6 6dtb d m m 11c o s 4 0 . 6 6 c o s 1 41 . 6 424tntdm m mZ 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 6 4 3 . 6 9/ 4 0 . 6 6 / 3 . 6 9 1 1 . 0 2nth m m mbh (4)计算纵向重合度 903.114t a n241318.0t a n318.0 1 Zd (5)计算载荷系数 K 已知使用系数 1.25AK 根据 3.06 /v m s ， 7 级精度，由图 10 8 查得动载荷系数 1.11VK 由表 10 4 查得 10 2 2 32 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 3 7 . 1 0 1 . 4 1 7H d dKb 由图 10 13 查得 1.36FK 假定 1 0 0 /AtKF N m mb ，由表 10 3 查得 4.1 FH KK 故载荷系数 1 . 2 5 1 . 1 1 1 . 4 1 . 4 1 7 2 . 7 5 3A V H HK K K K K (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10 10a 得 3311 / 4 0 . 6 6 2 . 7 5 3 / 1 . 6 4 8 . 7 0ttd d K K m m (7)计算模数 nm 11c o s 4 8 . 7 0 c o s 1 41 . 9 724ndm m mZ 3.按齿根弯曲强度设计 由式 10 17 3 2121co s2FSFdnYYZYKTm 1)确定计算参数 (1)计算载荷系数 1 . 2 5 1 . 1 1 1 . 4 1 . 3 6 2 . 6 4A V F FK K K K K (2)根据纵向重合度 903.1 ，从图 10 28 查得螺旋角影响系数 88.0Y (3)计算当量齿数 11 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 491 9 9 . 6 2c o s c o s 1 4VVZZZZ (4)查取齿形系数 由表 10 5 查得 592.21 FaY ,2 2.180FaY (5)查取应力校正系数 由表 10 5 查得 596.11 SaY ,2 1.790SaY 11 (6)由图 10 20c 查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 (7)由图 10 18 查得弯曲疲劳强度寿命系数 85.01 FNK 88.02 FNK (8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1.4，由式 10 12 得 M P aSK FEFNF 57.3034.1 50085.0 111 M P aSK FEFNF 86.2384.1 38088.0 222 (9)计算大小齿轮的 FSaFaYY 1112222 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 3 3 0 3 . 5 72 . 1 8 0 1 . 7 9 0 0 . 0 1 6 3 4 2 3 8 . 8 6F a S aFF a S aFYYYY 大齿轮的数据大 2)设计计算 423 22 2 . 6 4 3 . 6 1 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 3 4 1 . 4 01 2 4 1 . 6 4nm m m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm 1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径1 4 8 .7 0d mm来计算应有的齿数。于是 有11 c o s 4 8 . 7 0 c o s 1 4 3 1 . 5 01 . 5ndZm 取1 32Z ，则2 1 1 3 . 8 3 2 1 2 1 . 6 1 2 2Z i Z 12 4.几何尺寸计算 1)计算中心距12() ( 3 2 1 2 2 ) 1 . 5 1 1 9 . 0 42 c o s 2 c o s 1 4nZ Z ma m m 将中心距圆整为 119a mm 。 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 3 2 1 2 2 ) 1 . 5a r c c o s a r c c o s 1 3 5 5 5 0 2 2 1 1 9nZ Z ma 因 值改变不多，故参数 、 K 、 HZ 等不必修正 3)计算大、小齿轮的分度圆直径 112223 2 1 . 5 4 9 . 4 5c o s c o s 1 3 . 9 31 2 2 1 . 5 1 8 8 . 5 5c o s c o s 1 3 . 9 3nZmd m mZmd m m 4)计算大、小齿轮的齿根圆直径 11222 . 5 4 9 . 4 5 2 . 5 1 . 5 4 5 . 72 . 5 1 8 8 . 5 5 2 . 5 1 . 5 1 8 4 . 8fnd d m m md d m m m 5)计算齿轮宽度 1 1 4 9 . 4 5 4 9 . 4 5db d m m 圆整后取2 50B mm；1 55B mm 5.验算 112 2 3 6 1 0 0 1 4 6 0 . 14 9 . 4 5tTFNd 1 . 2 5 1 4 6 0 . 1 3 6 . 9 1 / 1 0 0 /4 9 . 4