机械厂装配车间输送带传动装置设计

课程名称机械设计题目名称机械厂装配车间输送带传动装置设计学生学院电力工程学院机械课程设计说明书目录机械设计任务书机械课程设计任务书1机械课程设计第一阶段11、确定传动方案212、电动机选择313、传动件的设计5机械课程设计第二阶段21装配草图设计第一阶段说明1722轴的设计及校核1723滚动轴承的选择2124键和联轴器的选择22机械课程设计第三阶段31、减速器箱体及附件的设计2332、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择24机械课程设计小结41、机械课程设计小结25附1参考文献机械课程设计任务书一、课程设计的内容题目D3机械厂装配车间输送带传动装置设计设计一带式运输机传动装置（见图1）。图2为参考传动方案。动力及传动装置DVF动力及传动装置图1带式运输机传动装置图2参考传动方案二、课程设计的要求与数据1、设计条件1）机器功用由输送带传送机器的零部件；2）工作情况单向运输、轻度振动、环境温度不超过35；3）运动要求输送带运动速度误差不超过5；4）使用寿命10年，每年350天，每天16小时；5）检修周期一年小修；两年大修；6）生产批量单件小批量生产；7）生产厂型中型机械厂2、设计任务1）设计内容1、电动机选型；2、带传动设计；3、减速器设计；4、联轴器选型设计；5、其他。2）设计工作量1、传动系统安装图1张；2、减速器装配图1张；3、零件图2张；4、设计计算说明书一份。3、原始数据主动滚筒扭矩（NM）900主动滚筒速度（M/S）07主动滚筒直径（MM）32023541IIIVPDPW结果一、机械课程设计第一阶段11确定传动方案（1）、传动方案方案电动机直接通过带传动接在两级圆柱齿轮减速器上，该方案的优点是圆柱齿轮的设计、加工制造容易，采用卧式两级圆柱齿轮减速器。（2）、减速器内部工作方式展开式斜齿啮合和直齿啮合。（3）、减速器的总传动比为3447，其中带传动为2，高速级为473低速级为364。（4）、部分面形式水平剖分面形式。（5）、轴承类型圆锥滚子轴承和深沟球轴承。（6）、联轴器类型HL和TL系列（7）、传动方案简图如下设计计算及说明结果结果12电动机的选择1、电动机的输出功率的计算已知工作机的扭矩T和卷筒转速，则工作机输入功率NP/950APN上式中工作机的扭矩T900NM，卷筒转速N610/617/31420/MINNVDRV带传动效率10964对深沟球轴承传动效率2409942对8级圆柱齿轮传动效率320972联轴器的传动效率4099滚筒传动效率5096。421345A把上述值代入后得480KW907852P2、电动机的输入功率P的计算本题中起动系数，故1DK2480DPK查表162得，Y系列1500R/MIN电动机的具体牌号为Y132S42B3型额定功率为55KW额定转矩22最大转矩/额定转矩223、计算总传动比并确定传动比1）、计算总传动比I在上面已经确定了电机满载转速为1440R/MINN传动装置的总传动比为1440/41783447NI2）、传动比的分配01II总取带传动比为2而0I123II而设高速级与低速级传动满足（1314）即12I23I4178082480KWPP528KW3447I结果，得123II47336423I4、传动装置运动参数的计算1）、各个参数说明、I、II、III轴的转速（）N23/MINR、I、II、III轴的输入功率（）1PKW、I、II、III轴的输入转矩T23N电动机实际输出功率（）电动机满载转OKWN（）/MINR2）、各个轴转速的计算10/4/270/MIIR212315N33/6482/INI3）、各个轴功率的计算128090APKW2357344634、各个轴扭矩的计算11950/9502/758ATPNNM22481302933/6/将以上数据列表如下轴号转速输出功率输出扭矩传动比效率电机轴1440528310172095轴72050266585473096轴15222482302398346096轴41824631057305卷筒轴418247312I36431720/MINNR5348/I102PKW346158ATNM20937结果13、传动件的设计1、V带的设计1确定V带型号工作情况系数KA查表46计算功率PC由PCKAP12X55V带型号根据PC和N1值查图462确定带轮基准直径D1和D2小带轮直径D1查表47大带轮直径D2D2N1/N2D11440/720X100200MM按表47圆整3验算带速VVD1N1/60000X100X1440/6000要求V带速在525M/S范围内4确定V带长度LD和中心距A按07D1D2A02D1D2初选A0A0600MM，初算带基准长度LL2A021D0214A2X600261675MM按表43圆整AA050018001675/22LD5验证小带轮包角1180200100/662X57316确定V带根数ZKA12PC66KWA型D1100MMD2200MMV754M/S带速符合要求LD1800MMA662MM17131120P0132P0017结果单根V带试验条件下许用功率P0查表44传递功率增量P0查表45I200/1002包角系数KA查表48长度系数KL查表43ZLA0PC443613279817计算初拉力F0F025QVKZVPAC2610754749814145N8计算轴压力QQ2ZF02SIN12X5X141454X73SI141043N2、齿轮的设计1、高速级圆柱齿轮设计及计算（斜齿圆柱齿轮）1）选择齿轮材料，确定许用应力由（机械设计课本）表62选小齿轮40CR调质1260HBS（）大齿轮45正火S（）许用接触应力与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应H力循环次数等因素有关。其计算公式为LIMNHNZSKA098KL101Z5F014145Q1410431260HBS结果接触疲劳极限查（机械设计课本）图64得LIMH2LI170/NLIM25H接触强度寿命系数应用循环次数N由（机械设计课本）NZ式6710607213506HNJL212/4I查（机械设计课本）图65得；1NZ23接触强度最小安全系数，则MIN1HS2170/HN253605所以取26/H许用弯曲应力FLIMNFNXYS由（机械设计课本）式612，弯曲疲劳强度极限查（机械设计课本）图67，LIMF2LIM1LI2540/FN弯曲强度寿命系数查（机械设计课本）图68NY12NY弯曲强度尺寸系数查（机械设计课本）图69XX2LIM170/HN25912470N81NZ23MIN1HS270/N26521/H2LIM1540/FNLI212NY1XY结果弯曲强度最小安全系数MIN14FS则1540/1F22）、齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按，31102/VNP估取圆周速度，参考（机械设计课本）表67、表3/TVMS68选取齿轮为2公差组8级小轮分度圆直径，由（机械设计课本）式65得1D2131EHDZUKTD齿宽系数查（机械设计课本）表69，按齿轮相对轴0D承为非对称布置小轮齿数，在推荐值2040中选1Z12大轮齿数Z2147329I圆整取104齿数比U21/471Z传动比误差/05U小轮转矩1T658ANM载荷系数KAVMIN14FS213857/FN202公差组8级08D2129Z471U合格1658ATNM结果使用系数查表63AK125动载系数由推荐值10514V取K齿间载荷分配系数由推荐值1012取1齿向载荷分布系数由推荐值1012K取载荷系数K1251AV得8材料弹性系数查表64EZ219/NM节点区域系数查图63（）H0120X，245Z螺旋角系数COS重合度系数，由推荐值075088取078，Z2318924507891865471610D齿轮模数M11COS/COS2/3。ZM按表66圆整M25M标准中心距A12/CS519/COS12。（）（）Z圆整后取3分度圆螺旋角125AK12VK1182K29/EZNM245H09Z871496DMM25M132A结果N12ARCOS/ARCOS（5（219）/3）16MZ小轮分度圆直径D1/CS5/CS36DZM圆周速度V1/60720/N齿宽B，18534D大轮齿宽2B小轮齿宽12503）、齿根弯曲疲劳强度校核计算由（机械设计课本）式6101FFASFKTYBDM当量齿数VZ331/COS27/CS1629209O05V齿形系数查表65FAY小轮153大轮28FA应力修正系数查表65SY小轮16A大轮280S重合度13615DM20/VSB45MM245BM10129VZ05123FAY28A16SAY280SA结果12TANTTANT251COS36RCOSAN20599TANT22ZZ解得16重合度系数0257/Y解得4532F254）、齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径2D2/COS59/COS136254MMZ根圆直径F1327FFDH25415246FFM顶圆直径A138DH22545274AAM5）、高速级圆柱齿轮几何参数项目小齿轮大齿轮模数M2525齿数Z2199压力角2020分度圆直径D535525245齿顶高HA31253125齿根高F2525齿顶圆直径DA473246216072Y219658/FNM203254DM173F246D158ADM274结果齿根圆直径DF585525745标准中心距A132齿宽B48432、低速级圆柱齿轮设计及计算（直齿圆柱齿轮）1）选择齿轮材料，确定许用应力由（机械设计课本）表62选小齿轮40CR调质1260HBS（）大齿轮45正火S（）许用接触应力与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应H力循环次数等因素有关。其计算公式为LIMNHNZS接触疲劳极限查（机械设计课本）图64得LI2LIM170/HLI25N接触强度寿命系数应用循环次数N由（机械设计课本）Z式6710601523016HNJL212/34NI查（机械设计课本）图65得；108NZ2接触强度最小安全系数，则MIN1HS21708/756/HN253所以取263/H1260HBS2LIM170/HN258150N24108NZ25MIN1HS2756/N232/H结果许用弯曲应力FLIMNFNXYS由（机械设计课本）式612，弯曲疲劳强度极限查（机械设计课本）图67，LIMF2LIM1LI2540/FN弯曲强度寿命系数查（机械设计课本）图68NY12NY弯曲强度尺寸系数查（机械设计课本）图69XX弯曲强度最小安全系数MIN14FS则1540/1F22）、齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按，312203/VNP估取圆周速度，参考（机械设计课本）表67、表681/TVMS选取齿轮为2公差组8级小轮分度圆直径，由（机械设计课本）式65得1D2131EHDZUKTD齿宽系数查（机械设计课本）表69，按齿轮相对轴0D承为非对称布置小轮齿数，在推荐值2040中选1Z1232LIM1540/FNLI212NYXMIN14FS213857/FN202公差组8级08D123Z结果大轮齿数2Z13648372I圆整取105齿数比U21/61Z传动比误差/085U小轮转矩2T239ANM载荷系数KAV使用系数查表63125A动载系数由推荐值10514VK取齿间载荷分配系数由推荐值1012取1K齿向载荷分布系数由推荐值1012取载荷系数K1251AV得8材料弹性系数查表64EZ219/NM节点区域系数查图63（）H0120，X283Z361U合格130298ATNM125AK12VK182K219/EZNM结果25HZ重合度系数，由推荐值075088取078，231895078130298616D齿轮模数M1/239ZM按表66圆整M4M标准中心距A12/48/10Z圆整后取小轮分度圆直径1D14239DMZ圆周速度V1/60152/60N齿宽B，18973MD大轮齿宽2B小轮齿宽12503）、齿根弯曲疲劳强度校核计算由（机械设计课本）式6101FFASFKTYBDM齿形系数查表65A小轮1269FY大轮A25HZ08719DMM4M190A192DM073/VSB76632MM2763BM11269FAY结果应力修正系数查表65SAY小轮157大轮26SA重合度12TANTTANT243COS03RCS288TANOTAN2ZZ解得17重合度系数025/Y解得68故1392157068/3249F204）、齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径2D2483MZ根圆直径F19215473FFDH232FFM顶圆直径A192410DH233AAM低速级圆柱齿轮几何参数如下项目小齿轮大齿轮157SAY2617068Y213/FNM206423DM182FD3M10AD234M结果模数M44齿数Z2383压力角2020分度圆直径92332齿顶高HA55齿根高F44齿顶圆直径DA82322齿根圆直径DF100340标中心距A190齿宽B7763272632二、机械课程设计第一阶段21、装配草图设计第一阶段说明1）、减速器装备图采用三个视图及必要局部剖视图才能表达完整。根据传动件尺寸大小，参考类似的减速器装配图，估计出待设计的减速器外部轮齿尺寸，并考虑标题栏、明细栏、零件序号及技术要求等位置，选择合适的比例尺，合理的布局图面。2）、在俯视图的位置上画三根线作为传动轴1、2、3的中心线，并绘出传动件的外廓。小轮宽度应大于大齿轮510MM，二级传动件之间的轴向间隙815MM。33）、画出箱体内壁线及减速器中心线。在俯视图上小齿轮端面与箱体内壁之间间隙和大齿轮顶圆之间间隙为。14）、按纯扭矩初步估算轴径。确定轴的跨距。先按纯扭矩确定轴径，在经轴的阶梯化吧跨距准确的确定下来。按照纯扭矩计算轴径时，用降低许用扭转剪切应力的方法来计入弯矩的影响。22、轴的设计及校核1、轴1的设计计算1）、计算作用在齿轮上的力圆周力12/658/3TFTD径向力ANCOS24TAN20/COS136RT轴向力9T162）、初步估算轴的直径选取45号钢材作为轴的材料，调制处理由式82，计算轴的最小直径并加大33/DAPN以考虑键槽的影响。查表86取A11524863TFN9RA1525MMMIND结果则22623MIN1052/70D高速轴工作简图如图A所示首先确定个段直径A段25MM由最小直径算出。1DB段28MM。2C段30MM，与轴承（深沟球轴承6360）配合，取轴承内径3D段38MM，设计非定位轴肩取轴肩高度H4MM4DE段46MM，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程5设计指导书P116G段，30MM,与轴承（深沟球轴承6360）配合，取轴承内径7DF段38MM,设计非定位轴肩取轴肩高度H4MM6第二、确定各段轴的长度A段55MM。1LB段55MM，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取55MM2C段29MM,与轴承（深沟球轴承6360）配合,加上挡油盘长3度（参考减速器装配草图设计P24）B321611229MM3LG段29MM,与轴承（深沟球轴承6360）配合,加上挡油盘长7度F段，221129MM69ML6E段，齿轮的齿宽50M501B25MM1D28MM230MM338MM4D46MM530MM7D38MM655MM1L55MM229MM329MM7L69M50104MM4L结果D段104MM。4L2、轴的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40CR，调质处理，查表1531，取10A2）初算轴的最小直径33MIN046DM182PA因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大3，45MM。根据减速IND器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30209，故取45MMMIND轴的设计图见草图，由下向上同一号轴知道首先，确定各段的直径A段45MM,与轴承（圆锥滚子轴承30209）配合，41MM。1D1LB段50MM,非定位轴肩，与齿轮配合,8MM。22C段58MM,齿轮轴上齿轮的分度圆直径,75MM。33D段50MM,。4D43LME段45MM，43MM。553、轴的设计计算轴的材料选用40CR（调质），可由表153查得1070A所以轴的直径50MM。因为轴上有两个键槽，故最小MIND30PA直径加大6，50MM。IN由表131机械设计课程设计指导书选联轴器型号为LH4轴孔的直径50MM长度L84MM1D轴设计图如下45MMMIND45MM41MM1D1L50MM8MM2258MM75MM3350MMMIND结果首先，确定各轴段直径A段60MM,与轴承（深沟球轴承6360）配合1DB段67MM,非定位轴肩,H取5MM2C段77MM,定位轴肩，取H5MM3D段67MM,非定位轴肩，H35MM4DE段60MM,与轴承（深沟球轴承6360）配合5F段58MM,按照齿轮的安装尺寸确定6G段50MM,联轴器的孔径7D然后、确定各段轴的长度A段43MM,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸1LB段78MM，齿轮齿宽减去2MM，便于安装2C段10MM,轴环宽度，取圆整值3根据轴承（深沟球轴承6360）宽度需要D段62MM,由两轴承间距减去已知长度确定4LE段29MM,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸5F段57MM,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到6G段84MM,联轴器孔长度。7L4、轴的校核计算第一根轴求轴上载荷60MM1D67MM277MM377MMD67MM460MM558MM6D50MM743MM1L78MM210MM362MM4L29MM557MM684MM7L结果已知NFPAT754,496,318R设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图M2548L137，由材料力学知识可求得水平支反力M6501372NMFHN垂直支反力FMNNVNVA87,1360,1304492A98232MMVV，合成弯矩MNMNN1253,13498M,614032由图可知,危险截面在C右边W0194693D/W1449MPA70MPACAM轴材料选用40CR查手册A701MP符合强度条件第二根轴和第三根轴的具体校核步骤省略，两根轴都符合强度条件。23、滚动轴承的选择1高速轴（1轴）上滚动轴承的选择因为支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，M6501372NMFHN123640M985MN1449MPACA结果轴承类型选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为H。240HL由前计算结果所知，轴承所受径向力N0291RF轴向力N637A基本额定动载荷KN，RC基本额定静载荷KN2150R轴承工作转速R/MIN4N初选滚动轴承6206GBT27694参见附录E2E0218/ORACFX056Y209,R290径向当量动载荷51PFNLPCYFXRRJSARR14207831042681969095031631因为JSR所以选深沟球轴承6206GBT27694满足要求，相关数据如下D72MMB19MMMM37MINAD低速轴的轴承校核同上，具体步骤省略，符合强度。24、键联接和联轴器的选择1高速轴（1轴）由前面的计算结果知工作转矩T2442NM，工作转速R/MIN140N选择工作情况系数K175计算转矩NM72751KTC选TL型弹性套柱销联轴器。按附录F，选用TL4联轴器，2078314RPN6206GBT27694427CT42568JAZC结果型号为GB43238442568JAZC许用转矩T63NM,许用转速N5700R/MIN因T,NN,故该联轴器满足要求。CT选A型普通平键MD251ML41L35040初选键B8MM，H7MM，L34MM，L26MM参考文献5表4318，110MPA，90MPA由表4316，MPA4721672540DHLTPMPA3982BL键的挤压强度和剪切强度都满足要求。2中间轴（2轴）上键联接的选择由前面的计算结果知工作转矩T11233NM选A型普通平键。高速极大齿轮连接键MLD40,2121355初取B12MM，H8MM，L32MM，L20MM键1232GB109679参考文献5表4318，110MPA，90MPA由表4316，MPA217084031DHLTPMPA4220BL键的挤压强度和剪切强度都满足要求。低速轴的键校核同上，具体步骤省略，符合强度。2147P937021P4结果三、机械课程设计第三阶段31、减速器箱体及附件的设计箱体有关尺寸箱体壁厚MA83025箱盖壁厚1箱座凸缘厚度B箱盖凸缘厚度21箱座底凸缘厚度MP05箱座上的肋厚86箱盖上的肋厚11地脚螺栓直径6,203MMDA地脚螺栓数目N螺栓通孔直径20螺栓沉头座直径D45地脚凸缘尺寸ML3,721轴承旁联接螺栓直径1,0M螺栓通孔直径D51螺栓沉头座直径MD260剖分面凸缘尺寸C1,21上下箱联结螺栓直径0,69852MDD螺栓通孔直径M92螺栓沉头座直径D0剖分面凸缘尺寸C12,51MA830251BM120P6812,DMM6ND2045ML3,721DM51MD260C1,10MMD92D0C12,51结果定位销直径MDD646580732轴承旁凸台半径R1大齿轮顶圆与内箱壁距离0箱体外壁至轴承座端面距离MCK478521剖分面至底面高度AH0轴承盖1轴30247,8,5921,6,DMDME2轴30248510,21,6,DDME3轴302485105,21,7,DDMME32、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择齿轮采用脂润滑,工业闭式齿轮油，GB590395，粘度牌号LCKB150，运动粘度135165MM/S40，倾点8,粘度指数大于90轴承采用脂润滑,通用钾基润滑脂，GB732494，代号1号，滴点大于170，工作锥入度3134MM（25，150G）密封用毡圈密封。四、课程设计小结在此次的机械课程设计中，通过对减速器的设计，我有了很多36DMR20147K180HM30247,8,91,6DDMME30248,1,6DDME302485,1,7DDMEM结果的收获。首先，通过这一次的课程设计，我进一步巩固和加深了所学的机械设计基本理论、基本概念和基本知识，培养了自己分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的