机械设计--带式输送机.doc

机械设计课程设计说明书带式输送机传动装置设计 院系： 机械工程学院 专业: 机械设计制造及其自动化 班级: 机电BG111 组长: 高全锋 组员: 李博、李雪、魏斌 指导教师: 韩颖烨 完成日期: 2014年 6 月 20 日 35 / 36目录一、设计任务书2二、传动方案的确定（如下图）2三、确定电动机的型号4四、确定传动装置的总传动比及各级分配5五、传动零件的设计计算71普通V带传动的设计计算72.齿轮传动设计计算103 按齿根弯曲疲劳强度设计134 几何尺寸计算165强度校核166 主要设计结论17六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计19七、轴的设计20八、轴承的选择31九、键联接的选择31十、联轴器得选择和计算32十一、减速器的润滑方式，牌号及密封件32十二、课程设计小结33十三、参考文献35一、设计任务书 设计题目：设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器，传动转置如图所示，电动机驱动带传动经单级直齿圆柱齿轮减速器，驱动滚筒回转。已知传动滚筒直径为D=450mm,滚筒的输送拉力F=5.5KN，输送带工作速度V=1.4m/s（允许输送带速度误差为5%）。滚筒效率=0.96（包括滚筒与轴承德效率损失）。工作条件:两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用折旧期：8年；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；电力：三相交流，电压380/220V；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。二、传动方案的确定（如下图） 采用普通V带传动加一级直齿圆柱齿轮传动2 原始数据带拉力： F=5500N 带速度： v=1.4m/s 滚筒直径： D=450mm滚筒效率=0.96。允许输送带速度误差为5%，要求齿轮使用寿命为8年，二班工作制；轴承使用寿命4年。设 计 说 明 书设 计 及 说 明结 果三、确定电动机的型号1选择电动机类型：选用Y系列三相异步电动机。2选择电动机功率运输机主轴上所需要的功率传动装置的总效率：其中，查课程设计表2-3，V带传动的效率， 深沟球轴承的效率， 圆柱齿轮的效率（精度等级7）， 弹性联轴器的效率， 工作机效率， 所以： 电动机所需功率： 查课程设计156页的表12-1，取电动机的额定功率为11kW。3选择电动机的转速工作机的转速：根据课程设计第16页表2-3，V带传动比范围24，单级圆柱齿轮传动比35，电动机转速范围： ，选择电动机同步转速为750r/min。查表19-1，取Y系列三相异步电动机的型号为Y132S-4。电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速nm(r/min)额定转矩功率因数Y180L-8117507301.70.77查表19-2，得电动机得安装及有关尺寸。中心高 H外形尺寸底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键公称尺寸132475(270+210) 315216178123880 108四、确定传动装置的总传动比及各级分配传动装置得总传动比 ：取单级圆柱齿轮减速器传动比：；V带传动比：1计算各轴的输入功率电动机轴轴（高速轴）轴（低速轴）卷筒 2计算各轴的转速电动机轴 =轴 轴 卷筒 3计算各轴的转矩电动机轴轴 轴 卷筒 4上述数据制表如下：参数轴名输入功率（）转速（）输入转矩（）电动机轴9.28730121.4轴（高速轴）8.91221.2384.68轴（低速轴）8.359.781325.95 卷筒7.8959.781260.45五、传动零件的设计计算1普通V带传动的设计计算 确定计算功率，根据机械设计表8-8， 1.2 选择V带型号根据 确定带轮的基准直径根据机械设计表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径为小带轮直径 =160mm，大带轮的直径 验证带速在5m/s30m/s之间。故带的速度合适。 确定V带的基准长度和传动中心距初选传动中心距范围为：，即3441376，初定=600mmV带的基准长度：根据机械设计表8-2，选取带的基准直径长度。实际中心距： 验算主动轮的包角 故包角合适。 计算V带的根数z由，=160mm，根据机械设计表8-4、8-5，查得：根据机械设计表8-6，根据机械设计表8-2，取z=6根。 计算V带的合适初拉力根据机械设计表8-3，q=0.170kg/m, 计算作用在轴上的载荷 带轮的结构设计（根据机械设计基础课程设计表5-1）（单位：mm） 带轮尺寸小带轮大带轮槽型BB基准宽度1111基准线上槽深2.752.75基准线下槽深8.78.7槽间距150.3150.3槽边距99轮缘厚66外径内径3030带轮宽度带轮结构实心式腹板式V带轮采用铸铁HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.直径较小的小带轮采用实心式（图a）；中等直径的大带轮采用腹板式（图b）；2.齿轮传动设计计算已知条件：直齿圆柱齿轮，小齿轮转速221.2r/min，输入功率8.91kw， ，由电机驱动，工作寿命8年 ，二班制。1选择材料及确定需用应力1）选取压力角按图所示的传动方案，选直齿圆柱齿轮，压力角取为2）选取精度等级带式输送机为一般工作机器，参考机械设计课本表106，选用7级精度。3）材料的选择查表101 ，选择小齿轮材料为40Gr（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。4）齿数选择选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2按齿面接触疲劳强度设计(1)确定 由式（101）试计算小齿轮分度圆直径，即 确定公式中的各参数值 试选 查表10-7选取齿宽系数 由图10-20查得区域系数 由表10-5查得材料的弹性影响系数 计算接触疲劳强度重合度系数 =0.872 计算接触疲劳许用应力 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、 由式（1015）计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳寿命系数、 取失效概率为、安全系数S=1，由式（1014）计算 取和中较小的作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即。试计算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度。齿宽2) 计算实际载荷系数 由表10-2查的使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数 齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数 由表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，得齿向载荷分布系数 。由此，得到实际载荷系数 3) 按实际载荷系数算的分度园直径 及相应的齿轮模数 mm3 按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（107）计算模数，即 确定公式中的各参数数值初选由式（10-5）计算弯曲疲劳强度重合度系数 计算 由图10-17查得齿形系数、由图10-18查得应力修正系数、 由图10-24c查得大齿轮和小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数由式（1014）得 因为大齿轮的大于小齿轮的，所以取=1) 试算模数2) 计算圆周速度 齿宽b 宽高比b/h 3)计算实际载荷系数 根据以上数据查表得 由下式 计算结果，查表得 则 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度算得的模数,并就近圆整为标准，按接触疲劳强度算的分度圆直径，算出小齿轮齿数，取 、，取。4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（5-10mm）,即小齿轮宽度为104mm109mm,我们取，大齿轮。5强度校核 （1）齿面接触疲劳强度校核先计算式（1010）中的各参数 由以上计算及查表得 齿面接触疲劳强度满足要求。 （2）齿面弯曲疲劳强度校核由以上计算及查表得 、 、 、 、 、 6 主要设计结论齿数、，模数，压力角，中心距,齿宽，。小齿轮选用 (调质)，大齿轮选用钢钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)名称代号计算公式 结果小齿轮大齿轮中心距234传动比 3.7齿顶高2mm齿根高2.5mm全齿高4.5mm齿数Z33123分度圆直径99mm369mm齿顶圆直径=105mm375mm齿根圆直径df91.5mm361.5mm齿轮宽b107mm99mm（4）齿轮结构设计 齿顶圆直径与轴径接近，把小齿轮做成齿轮轴。齿顶圆直径da500mm，用锻造齿轮。小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用腹板式结构。大齿轮尺寸：代号计算公式结果10440/2178da271df262251c0.20.3b16六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计根据机械设计课程设计17页43-1经验公式，列出下表：名称代号尺寸计算结果（mm）底座壁厚0.025a+17.512箱盖壁厚(0.80.85) 814底座上部凸缘厚度h0(1.51.75) 20箱盖凸缘厚度h1(1.51.75) 20底座下部凸缘厚度h2(2.252.75) 30底座加强肋厚度e(0.81) 12底盖加强肋厚度e1(0.80.85) 10地脚螺栓直径d10地脚螺栓数目n6轴承座联接螺栓直径d20.75d12箱座与箱盖联接螺栓直径d3(0.50.6)d10轴承盖固定螺钉直径d4(0.40.5)d10(大)、8（小）视孔盖固定螺钉直径d5(0.30.4)d6轴承盖螺钉分布圆直径D1D+2.5d4100 120120 160轴承座凸缘端面直径D2D1+2.5d4螺栓孔凸缘的配置尺寸c1c2D0表3-2c1 =22，c2=20, D0=30地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸c1c2D0表3-3c1=28, c2=24,D0=45箱体内壁与齿轮距离1.212箱体内壁与齿轮端面距离112底座深度H0.5da+(3050)230外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(510)37七、轴的设计1高速轴的设计（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS250，根据机械设计表10-1。（2）初步估算轴的最小直径根据机械设计表15-3，取，（3）轴的结构设计 因为与V带联接处有一键槽，所以直径应增大5%，考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为。两轴承支点间的距离：+l，式中：，小齿轮齿宽，箱体内壁与小齿轮端面的间隙，箱体内壁与轴承端面的距离，轴承宽度，选取6010深沟球轴承，B=16mm l,轴肩的宽度，l=10mm 透盖上的轴段长 通过查机械设计基础课程设计确定端盖的厚度30mm,考虑透盖的拆卸及扳手的宽度，取轴段长为64mm 带轮上轴段长通过计算带轮的宽度，确定该段轴段长为140mm轴承上轴段长根据轴承尺寸，确定为32mm（4）按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的计算简图（2）轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T（3）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为静应力，取,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。（4）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险轴面 截面A、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按钮转强度较为宽裕确定的，所以截面A、B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径比较大，故不必做强度校核。截面C虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。截面和显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。机械设计表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表3-2查取。因，经插值后可查得。又由机械设计附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式（机械设计附3-4）为 由机械设计附图3-2得尺寸系数；又由机械设计附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则得综合系数为：得碳钢的特性系数为：取取于是，计算安全系数Sca值，则得：故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。抗扭截面系数弯矩M及弯曲应力为：扭矩T1及扭转切应力为： 过盈配合处的，由机械设计附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为：故得综合系数为：所以轴在截面右侧的安全系数为：故该轴在截面右侧的强度也是足够的。2低速轴的设计 选择轴的材料：选择45号钢，正火，HBS=250 初步估算轴的最小直径：取A0=112， 轴的结构设计：初定轴径及轴向尺寸： 考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，所以直径应增大15%，取装联轴器处轴。由工作情况，根据机械设计基础课程设计159页表12-4。选用HL型弹性柱销联轴器，型号为HL5，公称转矩为2000,d=60mm.按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=70mm，初选轴承型号为6014的深沟球轴承，B=20mm。（1） 轴的计算简图（5）轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T （3）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为静应力，取,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。（4）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险轴面 截面A、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按钮转强度较为宽裕确定的，所以截面A、B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径比较大，故不必做强度校核。截面C虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。截面和显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。机械设计表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表3-2查取。因，经插值后可查得。又由机械设计附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式（机械设计附3-4）为 由机械设计附图3-2得尺寸系数；又由机械设计附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则得综合系数为：得碳钢的特性系数为：取取于是，计算安全系数Sca值，则得：故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。抗扭截面系数弯矩M及弯曲应力为：扭矩T1及扭转切应力为： 过盈配合处的，由机械设计附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为：故得综合系数为：所以轴在截面右侧的安全系数为：故该轴在截面右侧的强度也是足够的。八、轴承的选择 减速器为直齿圆柱齿轮,中等载荷冲击,轴向冲击小,刚性较好，转速不高，故选用深沟球轴承,由轴的尺寸,初定高速轴轴承型号6010,低速轴上轴承型号6014。九、键联接的选择1高速轴与V带轮用键联接选用单圆头普通平键（A型）根据机械设计表6-1，轴径d=40mm，及带轮宽。选择A12x8（GB/T 1096-2003）。2低速轴与齿轮用键联接选用圆头普通平键（A型）轴径d=75mm，轮毂长。根据表6-1，选键A20x12（GB/T 1096-2003）3低速轴与联轴器用键联接选圆头普通平键（A型）轴径60mm，轮毂长144mm，根据表6-1，选键A1811(GB/T1096-2003)十、联轴器得选择和计算根据机械设计表14-1，电动机，转矩变化小，选取工作系数 根据工作条件，选用弹性柱销联轴器，根据机械设计基础课程设计表12-4，许用转矩，配合轴径，配合长度L=144mm，A型键。十一、减速器的润滑方式，牌号及密封件1. 齿轮传动的圆周速度因为，所以采用浸油润滑；由查表，选用LAN32全损耗系统用油（GB443-1989）,大齿轮浸入油中的深度大约1-2个齿，但不应少于10mm。2轴承润滑根据已知条件，采用脂润滑，由表12-3选用钙基润滑酯LXAAMHA2(GB491-1987)，只需要填充轴承空间的1/21/3.并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能浸入轴承稀释润滑酯。 =160mm=528mm初定=600mma=600mmZ=6选90.78N/mmm=4.11mm496.31MPa114.81MPa109.95MPa十二、课程设计小结时间似流水般飞快的逝去，转眼间三周的机械设计实习即将接近尾声，回顾这三周的实习，忙碌充实，收获颇多。实习前是漫长的理论学习时间，在我们看来理论学习永远是那样的枯燥无味，相比之下，我们更是喜欢忙碌而充实的实践课，因为通过实践让我们学到的东西感觉更多，而且不像理论学习那样的枯燥。所以这次的实习我们都很积极。实习的第一天就是分组，在自由分组的前提下我们四人组就此诞生，分别是组长高全锋，组员李博、李雪、魏斌，总体来说我们组的实力