机械设计课程设计-设计一带式输送机传动装置F=1.5V=1.7D=260.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 设计一带式输送机传动装置 专业 班设 计 者 指 导 教 师 年 月 日西 北 工 业 大 学计算项目及内容主要结果工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期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。输送带的牵引力F=1.5kN,输送带的速度v=1.7m/s,输送带滚筒直径D=260mm。一、电动机的选择1、 工作机所需功率PW (kW)Pw = Fw vw / w其中，Fw=1.5kN,vw=1.7m/s,w=0.96,则Pw=2.656Kw2、 电动机至工作机的总效率=123456=0.960.990.980.990.990.99=0.90373 其中，1为V带传动效率，3为7级精度齿轮效率， 2 为球轴承传动效率，4、5为球轴承传动效率，6为联轴器效率。3、 电动机功率Pd Pd= Pw/=2.656/0.90373=2.93893 kW4、 电动机额定功率Pm选定电动机 Y100L2-4，其Pm=3 kW，nm=1430r/min二、传动比的分配nm=1400r/min，nw=124.939r/mini= nm / nw=1430/124.939=11.45该传送机构为带传动与一级齿轮减速器，取带传动传动比id=2.8625,一级齿轮减速器传动比i=4三、传动参数的计算1、 各轴转数高速轴 n= nm/ id=499.56r/min低速轴 n= n/ i=124.89r/min2、 各轴输入功率高速轴 P=Pm1=30.96=2.88Kw低速轴 P= P23=2.880.990.98=2.794 Kw滚筒轴 P= P45=2.7940.990.99 =2.739Kw3、 各轴输入转矩高速轴 T=9550 P/ n=55.06 Nm低速轴 T=9550 P/ n=213.65 Nm滚筒轴 T=9550 P/ n=209.44 Nm四、V带传动的设计计算1、 设计功率Pd=KAPm=1.1*3=3.3 Kw2、 带的型号 Pd=3.3 Kw，nm=1400r/min，选取A型V带3、 传动比 i1=2.86254、 小带轮直径 d1=100mm大带轮直径 d2= i1 d1(1-)=2.8625*100*(1-0.01)=283.388mm取 d2=280mm5、高速轴实际转速 n= nm d1(1-)/d2 =505.6r/min6、带速 v=d1 n/60000=7.49m/s7、初定轴间距 取 a0=600mm8、带的基准长度 Ld0=2 a0+(d1+ d2)/2+( d1- d2)2/4 a0 =1810.1mm 取 Ld=1800mm9、实际轴间距 a= a0+( Ld - Ld0)/2=594.95mm amin=567.95mm,amax=648.95mm10、小带轮包角 1=180-57.3*（d2- d1）/a =162.66120 11、单根V带的基本额定功率 d1=100mm，nm=1430r/min， P1=1.3 Kw, P1=0.17 Kw12、V带根数 Z= Pd/(P1+P1)KKL, K=0.955, KL=1.01Z=3.3/(1.3+0.17)*0.955*1.01 =2.3取 Z=3 13、单根V带初拉力 F0=500(2.5/K-1) Pd/Zv+mv2 =500(2.5/0.955-1)3.3/3*7.49+0.10*7.492 =183.8N 14、对轴的压力 Fr=2ZF0sin(1/2)=2*3*138.8*sin81.33 =1090.2N五、齿轮传动的设计计算1、 材料选择小轮 40Cr 调质 HBS1=241286大轮 45钢调质 HBS2=2172552、 齿数选择初选 Z1=25 Z2=i2Z1=4*25=100取Z2=100 i2=100/25=4 3、齿宽系数选择减速器为一级齿轮传动，齿轮相对支承结构为对称简支结构，d为0.91.4，取d=1.0。3、 选择载荷系数原动机为平稳工作的电动机，而工作机存在轻微振动，K为1.01.2，取K1.0。4、 小齿轮扭矩 T=55.05 Nm5、 齿面接触疲劳强度设计（1）45钢，取HBS2=230，Hlinm1=Hlinm2=539MPa,安全系数SH=1.0,接触疲劳寿命系数KHN=()1/6,N=60ntn=60*499.6/4*300*10*16=0.156*=30*=1.397*因为N,故KHN=1.许用接触应力=539MPa（2） 区域系数=2.5 弹性影响系数=189.8(3) 小齿轮分度圆直径 d1=47.42（4） 计算模数 m=d1/Z1=47.42/25=1.8968mm6、 按弯曲疲劳强度设计（1） 查得齿形系数 YF1=2.635 YF2=2.18 (2) 小轮取HBS1=260,对大齿轮的数据取HBS2=230=241.5MPa =192MPa(3) 取安全系数=1.3,计算弯曲疲劳寿命系数=,故=1许用力 =186MPa =148MPaYF1/=0.0141666 YF2/=0.01473取较大值，得m=1.4mm按接触疲劳强度所需的模数较大的，m1.8968为准。m=27、 计算齿轮的几何尺寸 d1=m*Z1=2*25=50mm =m*Z2=2*100=200mm =d1+2m=54mm =204mm a=d1+/2=125mm =*d1=50mm =+(35）=54mm 8、计算节圆速度 9、选择7级精度6、 计算轴径1、齿轮轴选择齿轮轴的原因：根据上面的计算，输入轴的直径比较小，故此处可以采用齿轮轴的形式。 1）输入轴(齿轮轴） 选用45#钢 c=110 d120.935mm d1 100,且只有一个键，取直径增大6%。d1=22.1911mm. 圆整成标准直径=25mm,根据带数可查出带轮宽度为50mm,为配合紧密=50mm. 2）轴的结构设计 （1）第一段轴=25mm,=50mm (2)第二段轴考虑轴间定位， 以及密封圈选型：毡圈30 内径d=30mm 考虑轴承盖的宽度以及距轴承的距离。故第二段轴=30mm =46mm (3) 第三段轴，非定位轴肩自由确定， 即可 轴承选型：型号:6206基本尺寸/mm|d: 30基本尺寸/mm|: 62基本尺寸/mm|B: 16安装尺寸/mm|da (min): 36安装尺寸/mm|Da (max): 56考虑到甩油环的宽度故=30mm =29mm（4） 第四段轴 非定位轴肩自由确定， 即可。宽度可以看情况而定。 故=38mm =9mm （5）第五段轴 通过齿轮的计算已经得出。 故=50mm =53mm (6)第六段轴与第四段轴对称。故=38mm =9mm. (7) 第七段轴由轴承和甩油环以及最后应该超出轴承23mm,故=30mm,=32mm。 3）齿轮轴的校核计算圆周力和径向力=2*55.06/0.05=2202N=2202*tan20=801.46N 水平面H 垂直面V支反力 RH1=RH2=1101N RV1=RV2=400.73N弯矩 MH=1101*56=61656N.mm MV=400.73*56=22440.88N.mm总弯矩M=65612.92N.mm扭矩T=55050N.mm计算弯矩=73211.839N.mm轴的材料，用45#钢，调质处理，由表12-1查得由表13-3查得许用弯曲应力，轴的计算应力为=5.856MPa=60MPa满足强度要求。2、输出轴 （1）选取轴的材料为45钢 d132.882mm计算出最小轴径d1=32.882mm,增加5%，则=34.526mm 连接联轴器选型：LX型弹性联轴器(摘自GB/T 5014-2003)P173表17-5型号: LX3公称转矩Tn/(Nm): 1250许用转速n|钢(r/min): 4700轴孔直径d1、d2、dz钢(mm): 32,35,38轴孔长度L(mm)推荐: 82第1轴段结构参数d1=35mm =82mm（2）第2轴段结构参数初定定位轴肩密封圈选型：内径d=40mm内径D=53mm宽度b=7mm考虑轴承盖的宽度以及距轴承的距离故=40mm =50mm(3)第3轴段结构参数非定位轴肩自由确定， 即可型号:6209基本尺寸/mm|d: 45基本尺寸/mm|: 85基本尺寸/mm|B: 19安装尺寸/mm|da (min): 52安装尺寸/mm|Da (max): 78考虑到甩油环的宽度，齿轮距箱体内壁的距离16mm,考虑到箱体的铸造误差，确定轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离，s=8mm.长度为19+16+8+（50-46）=47故=45mm =47mm (4)第四段轴参数 取安装齿轮处的直径为48mm，又知齿轮宽度为50 mm，为压紧齿轮，长度为46mm. 故=48mm =46mm (5)第五段轴参数 齿轮的右端采用轴间定位，取轴间高度为4.5mm。 故=57mm =11mm (6)第六段轴参数 应根据轴承可以来确定轴的直径，此段的长度应该轴承和甩油环共同决定。由上面可知。=45mm =35mm5） 轴上零件的周向定位，采用A型普通平键。有d=35mm,查手册得，bh=108,由轮毂宽度，键长k=70mm. （7）齿轮处与轴的周向定位也采用A型普通平键，查手册可得bhL=14940. (8）轴端角取245。2）输出轴的校核计算圆周力和径向力=2*213326.66/200=2133.2666N=2133.2666*tan20=776.45N 水平面H 垂直面V支反力 RH1=RH2=1066.63N RV1=RV2=388.225N弯矩 MH=1066.63*57.5=61331.225N.mm MV=388.225*57.5=22322.9375N.mm总弯矩M=65267.3938N.mm扭矩T=213326.66N.mm计算弯矩=141778.91N.mm轴的材料，用45#钢，调质处理，由表12-1查得由表13-3查得许用弯曲应力，轴的计算应力为=12.81MPa=60MPa满足强度要求。七、轴承的选择的校核 由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承6000系列1.对齿轮轴的选择径向载荷Fr=801.46N，两个轴承支撑，Fr1=801.46/2400.73N工作时间Lh10*360*16=57600（小时）因为大修期10年，可更换一次轴承所以取10年由公式式中 fp=1.1,P=Fr1=400.73N,ft=1 (工作环境温度不高)（深沟球轴承系列）19.5KN由附表选6206型轴承满足要求2. 对输出轴，进行同样的计算径向载荷Fr=776.45N，两个轴承支撑，Fr1=776.45/2388.225N由公式式中 fp=1.1,P=Fr1=388.225N,ft=1 (工作环境温度不高)（深沟球轴承系列）31.5KN由附表选6209型轴承满足要求八、键选择的校核选普通平键A型1.齿轮轴上的键最小直径计算，最薄的齿轮计算b=8mm,h=7mm,L=40mm,d=25mm由公式所以选普通平键，铸铁键满足要求2. 输出轴上的键（1）与联轴器连接的键b=10mm,h=8mm,L=70mm,d=35mm由公式所以选普通平键，铸铁键满足要求（2） 与齿轮连接的键b=14mm,h=9mm,L=40mm,d=48mm由公式所以选普通平键，铸铁键满足要求九、箱体的选择 箱体基本构造1) 齿轮中心距2) 箱座壁厚厚度，取3) 箱盖壁厚厚度取4) 地脚螺栓，取(=22，=20，=33)地脚螺栓(摘自GB/T 799-1988)M16地脚螺栓数目n，a250mm时，n=45) 箱座凸缘厚度6) 箱盖凸缘厚度7) 箱体底座凸缘厚度8) 轴承旁连接螺栓直径，取用M12()9) 箱盖与箱座连接螺栓直径，取M10.()10） 连接螺栓的间距l=150200mm11） 轴承盖螺钉直径，,取8mm.12） 视孔盖螺钉直径取6mm.13） 定位销直径，d取8mm.14） 轴承旁凸台半径.15） 外箱壁至轴承座端面距离16） 大齿轮顶圆与内箱壁距离17） 齿轮端面与内箱壁距离18） 箱盖肋厚19） 箱座肋厚m=0.85九、减速器附件的选择1、通气器：由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M121.252、油面指示器：选用油标尺，规格M123、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片M161.55、窥视孔及视孔盖选用板结构的视孔盖十、润滑与密封：1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：查课程设计所以取浸油深度为15mm。2、深沟轴承的润滑由于齿轮圆周速度u2m/s，可以采用脂润滑。为防止箱内润滑油进入轴承室而使润滑脂稀释流出，同时也防止轴承室中的润滑脂流入箱内而使油脂混合，通常在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。4、密封方式选取：选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。齿轮圆周线速度较小，可以采用端盖安装毡圈油封实现密封。两个毡圈的规格如下：输出轴上的密封圈：密封圈选型： (摘自GB/ZQ4606-1986)P166表16-9型号: 毡圈 35 GB/ZQ4606-1986轴径外径内径宽度输入轴上的密封圈：密封圈选型： (摘自GB/ZQ4606-1986)P166表16-9型号: 毡圈 25 GB/ZQ4606-1986轴径外径内径 宽度轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。十、课程设计总结翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件CAD 方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完成。由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道 ，对于各种线宽度，没有实际的概念。再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。这次设计的目的是掌握机械设计规律，综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。虽然它可能不是良好、优秀，但是既然教学环节、课程设计目的已经达到，那么这次设计做的就是完全合格的。当然还受软件的熟悉，运用