机械设计课程设计带式输送机传动装置（含全套图纸） 2

1、机械零件课程设计计算说明书设计题目：带式输送机cad图纸，联系qq153893706专业：机电一体化2班设计者：指导老师： 2008-1-12 学校：华南农业大学学院：工学院目录：1) 目录（标题、页次）2) 设计任务书3) 传动方案分析4) 电动机的选择计算5) 传动装置运动和动力参数的选择计算6) 传动零件的设计计算；7) 轴的设计计算；8) 键联接的选择及计算；9) 联轴器的选择；10) 润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定。11) 箱体及附件的结构设计和选择；12) 设计小结；13) 参考资料（编号，作者，书名，出版社，出版年月）设计任务书：设计题目：带式输送机传动装置设计参数：传

2、动方案输送带的牵引力f，（kn）输送带的速度v，（m/s）提升机鼓轮的直径d，（mm）2704350设计要求：1) 输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2) 输送带鼓轮的传动效率为0.97。3) 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。设计内容：装配图1张；零件图3张；设计说明书一份。传动方案分析： 该传动方案为：电机两级圆柱齿轮（斜齿/直齿）减速器链传动工作机14) 电动机的选择计算一、选择电动机选择电动机类型和结构型式根据工作条件，选用系列三相异步电动机，封闭式结构，电压伏确定电动机容量工作机所需转矩i计算工作机总效率，已知鼓轮的传动效率为.97，查表轴承对的效率为.，则工作机

3、所需工作效率：鼓轮的转速为计算传动装置总效率：查表链传动，齿轮副和弹性套柱销联轴器的效率分别为.（滚子链），=.（九级精度），=.电动机所需工作功率：查表确定：电动机功率确定为4选择电动机转速按课本p177表推荐的传动比合理范围，取链传动的传动比为3.，由手册两级圆柱齿轮减速器的传动比为1636，则总传动比的合理范围为32126，故电动机的合理转速可选范围为：符合这一范围的同步转速有，综合考虑电动机和传动装置的尺寸等，选择的同步转速就足够了。选择电动机型号由所选电动机的类型结构容量同步转速等，查表可确定电动机型号为y112m-6有关参数与尺寸列于表二、计算总传动比和分配各级传动比计算理论总传动

4、比分配各级传动比设链传动比，减速器总传动比为。为使链轮不至于过大，取，则又设减速器中高速级和低速级的传动比分别为 ，取，则取则三、计算传动装置运动和动力参数各轴转速i：ii：iii：iv：各轴输入功率i：ii：iii：iv：各轴输出功率i：ii：iii：iv：各轴输入转矩电动机输出转矩为：i：ii：iii：iv：各轴输出转矩i：ii：iii：iv：运动及动力参数计算结果见表运动及动力参数计算结果电机型号和主要参数型号额定功率满 载 时起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速电流效率496094840.77652.02 电动机安装尺寸机座号极数abcdefghkabacadhdl15

5、) 传动零件的设计计算；齿轮计算及论证过程计算结果高速齿轮低速齿轮1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图传动方案（2）选用直圆柱齿轮传动。2）选用7级精度0（gb1009588）3）材料选择 由表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度相差为40hbs。4）选小齿轮齿数，在课本p205推荐值2040之间取，大齿轮齿数，小齿轮材料为40（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即确定公式内的各计算值（1） 试选载荷系数（2） 小齿轮传

6、递的转矩 由前面计算得 （3） 由表10-7选取齿宽系数（4） 由课本p201表10-6查得材料的弹性影响系数（5） 由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限（6） 由式10-13计算应力循环次数 （7） 由课本图10-19取接触疲劳寿命系数 （8） 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径,代入中最小的值 （2） 计算圆周速度（3） 计算齿宽 （4） 计算齿宽与齿高之比 模数, 齿高 （5） 计算载荷系数 根据,7级精度，由课本p194图10-8查得动载系数直齿轮 由表10-2查得使

7、用系数 由课本p197表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 由 ()查课本p198图10-13，故载荷系数 （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 （7） 计算模数=44.799mm=75.395mm3、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值（1） 由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,（3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12）得=（4） 计算载荷系数k。 （5） 查取齿形系数,应力校正系数。由表1

8、0-5查得 （6） 计算大、小齿轮的并加以比较 设计计算 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 并就近圆整为标准值(由机械原理课本p180表10-1)m=2(m=3.0)，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮的齿数 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，由满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。=54mm=248mmb1=60mmb2=54mm=80mm=261mmb1=85

9、mmb2=81mm4、几何尺寸计算计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取取5、结构设计及绘制齿轮零件图链轮计算过程主动轮从动轮计算当量的单排链的计算功率当量的单排链的计算功率4.035kw链条型号为28a节距为p=44.45mm滚子直径为25.4mm内链节内宽为25.22mm销轴直径为12.71mm内链板高度为42.24mm排距为48.87mm确定链条型号和节距p由和主动轮的转速，从图9-11得到链条型号为28a，再由表9-1确定节距为p=44.45mm计算链节数和中心距初选中心距为按下式计算链节数=118.914为了避免使用过渡链节，应将计算出的链节数圆整为偶数=120链传动的最

10、大中心距为=1824.310mm，式中，为中心距计算系数，由表9-7采用插值法查得为0.24724计算链速v，确定润滑方式。由此从图9-14决定采用定期人工滴油的润滑方式。计算链传动作用在轴上的压轴力压轴力可近似取为(一) 滚子链链轮的主要尺寸分度圆直径：d=269.364mm,d=806.894mm齿顶圆直径：=284.701mm, =824.696mm：=299.557mm, =837.119mm齿根圆直径：=243.994mm, =771.494mm齿高:=9.615mm=：=17.043mm, =158.795mm确定的最大轴凸缘直径：齿侧倒角：齿侧半径：齿全宽：分度圆直径d=269.

11、364mmd=806.894mm齿顶圆直径=284.701mm=824.696mm=299.557mm=837.119mm齿根圆直径=243.994mm=771.494mm齿高=9.615mm=17.043mm,=158.795mm确定的最大轴凸缘直径齿侧倒角齿侧半径齿全宽轴的设计本次设计一共有三根轴（i23）的设计，对此平行设计注：第三根轴暂时不考虑链轮的影响，下面会说明1. 轴的传递功率转速和转矩功率i：ii：iii：iv：2. 转矩i：ii：iii：iv：3. 作用在齿轮上的力1) 只有一个高速级小齿轮=54mm2) 该轴上有两个齿轮3) 只有一个低速级大齿轮=261mm而4. 初步确定

12、轴的最小直径按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3，取于是得a) 据此选择联轴器，由表14-1，取则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用hl1，公称转矩为160000。半联轴器的孔径18mm，故取，半联轴器长度l=30mm，半联轴器与轴配合的长度b)c) 据此选择链轮5. 轴的结构设计a. 按照方案形式 对轴1：齿轮=54mm，轴的最小直径=12.298mm，采用齿轮与轴分开的结构对轴2：采用齿轮与轴分开的结构对轴3：采用齿轮与轴分开的结构b. 根据轴向定位的要求确定各段直径和长度对轴1：为了满足连轴器的定位要求，1-2段右端需制出一

13、轴肩，故取2-3段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=25mm。半联轴器与轴配合的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴上，故1-2段的长度比略小，取对轴2：对轴3u 初步选定滚动轴承：l 对轴1：因轴承主要受径向力作用，故统一选用调心滚子轴承2参照工作要求并根据，选取0基本游隙组、标准精度等级的调心滚子轴承22206c，其尺寸为3故。右端采用轴肩进行轴向定位，查得其定位高度为3mm，故取。l 对轴2：=28.151mm 选取0基本游隙组、标准精度等级的调心滚子轴承22206c，其尺寸为3故。l 对轴3：选取0基本游隙组、标准精度等级的调心滚子轴承22206c，其尺寸

14、为3，故u 套筒部分：n 取齿轮的轴段4-5的直径；齿轮右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为60mm，为使套筒可靠的压紧齿轮，此段略小于齿轮宽，取，左端采用轴环定位，高度为，取h=3mm，则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h,故取n 取高速级大齿轮孔径为35mm, 已知齿轮的宽度为60mm，为使套筒可靠的压紧齿轮，此段略小于齿轮宽，b2=54mmb1=85mm则两齿轮的间距为20mm,故中间轴肩的长度,齿轮距箱体之距离,加上箱体的制造误差,确定滚动轴承距箱体内壁8mm,已知滚动轴承宽度t=20mm, n 就=40.653mm，取低速级的齿轮孔径为45mm，已知齿轮的宽度为81mm，为

15、使套筒可靠的压紧齿轮，此段略小于齿轮宽，则取20+16mm=36mm右端采用轴肩进行轴向定位，查得其定位高度为=3.15mm，故取轴环处，轴环宽度b1.4h=4.9mm,故取。齿轮距箱体之距离,两齿轮间的距离为20mm,加上箱体的制造误差,确定滚动轴承距箱体内壁8mm,已知滚动轴承宽度t=20mm, 为使减速箱的结构比较合理,两轴承的距离尽量与前面两齿轮接近,故取u 轴承端盖的总宽度为63mm.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间的距离故取u 对轴1：齿轮距箱体之距离,两齿轮间的距离为20mm,加上箱体的制造误差,确定滚动轴承距箱体内壁8mm,已知滚动

16、轴承宽度t=20mm,则低速齿轮的宽度为85mm对轴3：轴承端盖的总宽度为60.6mm.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与链轮左端间的距离故取至此已初步确定了轴的各段直径和长度。c. 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键连接。按查得用键槽铣刀铣出，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为，同样，半联轴器选用，滚动轴承与轴采用过渡配合，直径尺寸公差为m6。按选取平键,用键槽铣刀铣出，长为36mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为，滚动轴承与轴采用过渡配合，直径尺寸公差为m6。按选取平键

17、,用键槽铣刀铣出，长为63mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为，滚动轴承与轴采用过渡配合，直径尺寸公差为m6。d. 确定轴上圆角和倒角尺寸由表15-2，取联轴端倒角为，各轴肩处的圆角如图取轴端倒角为,各轴肩的圆角如图 6. 轴上的载荷u 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。对于调心滚子轴承22206c，可近似将作用点取在中点，所以支撑跨距为20+129+60+74mm=283mm，根据计算简图做出轴的弯矩图与扭矩图确定危险截面为c计算截面c的的值列于下载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩tu 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。对于调心滚子轴承22206c，可近似将作用点取在中点，所以支撑跨距为20+80+20.5+50+29*2mm=228.5mm，根据计算简图做出轴的弯矩图与扭矩图确定危险截面为c载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩tu 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。对于调心