机械设计课程设计带式输送机传动装置说明书

1、 学院： 专业： 课程名称：机械设计基础 2011年12月19日 设计日期： 指导老师： 学生名字：学号： 目录 一、设计任务.3 二、传动方案拟定.4 三、电动机的选择.5 四、计算总传动比的分配.6 五、传动系统的运动和动力参数计算.7 六、加速器传动零件的设计计算.8 七、减速器轴的设计计算16 八、减速器滚动轴承的选择及寿命计算 26 九、键联接的选择及计算28 十、联轴器的选择.29 十一、加速其箱体及附件设计 十二、润滑与密封.29 十三、小结. 十四、参考文献30 十五、附录（零件及装配图）30 一、设计任务 1、带式输送机的原始数据 输送带拉力F/kN 2.6 1.4 输送带速

2、度v/(m/s) 360 滚筒直径D/mm 2、工作条件与技术要求 ；）输送带速度允许误差为：1xx%3）工作情况：连续单向运转，两班制工作，载荷变化不大； 4）工作年限：5年； 6）动力来源：电力，三相交流，电压380V， 3、设计任务量： 1) 减速器装配图一张（A0）； 2) 零件工作图（包括齿轮、轴的A3图纸）； 3）设计说明书一份。 计 算 及 说 明 结 果 二、传动方案拟定 方案、结构特点4-联轴3-减速5-滚6-传送1-电动2-带传 ）外传动机构为带传动 ）减速器为一级齿轮传动 、该方案优缺点 优点适用于两轴中心距较大的传动；、具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；过时打滑防止

3、损坏其他零部件；结构简单、成本廉 缺点传动的外廓尺寸较大需张紧装置；带的由于打滑，不能保证固定不变的传动 计 算 及 说 明 结 果 命较短；传动效率较低。 三、电动机的选电动机的类 1 按工作要求和工作条件选系列三相笼型异电动机，卧式封闭自扇冷式结构，电380 2工作机功PKk100 式Fw=2600N V=1.4m/s 是带式输送的功率，W=0.95 代入上式260=3.83Kw9100按下电动机的输出功率功 k 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效式经查表，弹性联轴 个，联轴器传动效 对滚动轴承滚动轴=0.99;对，齿轮传动效 圆柱齿轮闭=0.99;r 计 算 及 说 明 结 果 ? 卷筒1

4、=0.95; ，=0.97; V带开式传动 1幅 g 轴滑动轴承润滑良好 1对，5=0.98; =3.83Kw5=0.8762 总功所以电动机所需工作功率8 4.37Kw876考1.01.的系数，电动机额定功Pm=(1.01.3) P0 ，5.5kWPm=4.375.68 k 3确定电动机转按机械设计课程设计2-推荐的传动比2而工作机卷筒轴的转速1 mi37所以电动机转速的可选范围nm =455.861486.2总效电动机选型Y132M1-6 参数如876额定功Pm=5.5 kW 电动机转nm=960四、计算总传动比及分配各级的传动电计 算 及 说 明 结 果 =nm / nw=960/74.

5、31= 12.92 1）总传动比ii2 2)总传动比i =i1i2=4 试取i1 =3.2， 五、运动参数及动力参数计算 、各轴的转速 1r n1 轴 n960?minm960r n2=300 轴min3.2r nw= n2=300 滚筒轴 min 2、各轴转速输入功率 p=4.37kw 0?pp=4.33kw 轴 ?990.4.37?c0?=4.15 轴 1?297.99?0.433?0.rgkw ?p=4.07kw 滚筒轴 2?rcw 3、各轴的输入转矩计算 p = 轴T?9550n334.=43.09550N.m?9607 mN.?2 轴 T2= ?9550n2 p 功率作?o4.37K

6、w 电机的额定功率 Pm=5.5kW n?74.31rminw 电机型号为：Y132M1-6 电动机转速计 算 及 说 明 结 果 4.15=132.=mN.9550?300 11mN.w? = 工作轴T ?9550nww 4.07=129.56 mN.9550?m.N300pm 电机轴 Tm= ?9550nm 5.5=54.71 =mN9550?.960六、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本3P153表8-9得：kA=1.3 P0=4.37KW V带传送功率 Pc=KAP0=1.34.37=5.681KW r 和n1=960据Pc =5.681K

7、Wmin 带B图8-12得：选用型V3P154由课本 ）确定带轮基准直径，并验算带速（2d1=140mmdmin=125 3由课本P145表，取8-4-0.02)= d2=i带12)=3.2d1(1-5(1392mm nm =960r/min =12.92 i? 初选 i带=i1=3.2， =i2=4 齿轮i r n1960?minr n2=300minnw=n2=300r min p=4.37kw 0P1=4.33kw P2=4.15 kw 计 算 及 说 明 结 果 ，取8-4d2=400mm 由3课本P145表 带速V：V=d1n1/601000 960/601000125= =6.28

8、m/s 在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距 =810mm d1+ d2（）初定中心距a0=1.5(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0 L0=2a0+810+3.14(140+400)+(400-140)2/4=2 450=3336.46mm Ld=3550mm ）（P1438-5选取相近的根据课本3表距中心定确aa0+(Ld-L0)/2=810+(3550-3336.46)/2 =916.77mm (4) 验算小带轮包角 -d1)/a -57.31=180(d2PW=4.07kw =43.07T m.N T2=132.11 m.N =129.56Tw mN. Tm

9、=54.71 m.N 计 算 及 说 明 结 果 =180-57.3(400-140)/916.77 120（适用）=163.75 ）确定带的根数 （5 ，查课本n1.据d1和单根V带传递的额定功率 得 P0=2.08KW，3P151图8-6Pc =5.681KW 由课本3式（8 -17）得传动比 d1=140mm )=400/140(1-0.02)=2.92 i=d2/d1(1- 8-3得K，得=0.95；查3表3查表8-8 d 表38 -7得KL=1.09，查2=400mm o =0.3 KW P V=6.28m/s KL o)KZ= PC/(Po+P =5.681/(2.08+0.3)

10、1.09 0.95 a0=810mm ) 根3=2.31 (取 计算轴上压力 (6) L=3336.46mm 0 由课本查得，表3由课本8-2q=0.,17kg/m， a=916.77mm 3）单根8-32式（V带的初拉力： 计 算 及 说 明 结 果 F0=500PC/ZV2.5/Ka-1+qV2 1=163.75 =500x5.681/3x6.28(2.5/0.95- 1)+0.17x39.4384 =252.69N P0=2.08KW FQ 则作用在轴承的压力 i=2.92 传动比1/2) FQ=2ZF0sin( /2) =23252.69sin(163.75Po =0.3 KW =29

11、1.55N Z取3根 2、齿轮传动的设计计算 ）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属1（ 于闭式传动，通常F0=252.69N ，选用价格便5-5表齿轮采用软齿面。查阅表3 钢，调质，宜便于制造的材料，小齿轮材料为45 钢，正火处45；大齿轮材料也为齿面硬度260HBS F=291.55N Q 215HBS理，硬度为； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，查阅 5-4表3 表8，故选级精度。 计 算 及 说 明 结 果 按齿面接触疲劳强度设计(2) d1 由 H2)1/3 du(6712kT1(u+1)/ =4 i齿确定有关参数如下：传动比 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ

12、1= Z1=20 420=80 取Z2=80 Z2=80 根据工作条件，选取载荷系数为K=1.3 由课本3表5-8取d=1.1 T1=43074.48Nm T1 转矩(3) P1/n1 10T1=95501010 101010=9550 4.37/960=43472.4Nm K=1.3 (4) 根据工作条件，选取载荷系数为 2、齿轮传动的设计计算 ）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于（19 10N1=1.3824 闭式传动，通常8 10N2=3.456 ，选用价格便宜齿轮采用软齿面。查阅表表3 5-5 钢，调质，齿面便于制造的材料，小齿轮材料为45 计 算 及 说 明 结 果 钢，正火处

13、理，硬；大齿轮材料也为45硬度240HBS 度为200HBS； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，查阅表 3 表5-4，故选8级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 d43.85mm 1（)(u+1/u)由d (2KT/E11d 21/3 ）/HH =4 i齿确定有关参数如下：传动比m=2.5mm 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= Z2=80 420=80 取 根据工作条件，选取载荷系数为K=1.3 由课本3表5-8取=1.1 d T1 转矩(3) T1=9550101010P1/n1 =95501010104.33/960=430 74.48Nm 标准齿(4) 根据工

14、作条件，选取载荷系数为K=1.3, =2.5 轮d1=50mm H d2=200mm计 算 及 说 明 结 果 =188 查得材料的影响系数3表5-7(5)由课本E 12 MpaF=1772.98N 1(5)许用接触应力H，由课本3图5-28查得： =600Mpa =550Mpa Hlim2Hlim1 (6)应力循环次数： =72.75Mpa F1按一年300个工作日，每班8h计算，由课本3 公式(5-16) N=60njL 计算 h N1=609601283005=1.3824=65.88Mpa F29 10 8 9/4=3.45610=1.382410N2=N/i齿1 (7)查3课本图5-

15、26中曲线1，得 K=1.0 ，HN1 K=1.05 HN2 (8)接触疲劳许用应力 课本，失效率为1%由3S=1.0取安全系数 得：式5-15 /S=600x1/1=600 Mpa = KHlim1HN1H1 /S=550x1.05/1=577.5Mpa = KV=2.512m/s Hlim2H2HN2 故得： 计 算 及 说 明 结 果 中较小值d(9)计算小齿轮分度直径，带入H1 1/32d(2KT/)(u+1/u)（/） HEd1H1 =(21.343074.48/1.1)(5/4) 1/3 2（2.5188/577.5） =43.85mm d=35mm =43.85/20=2.19m

16、m m=d/Z模数：11 m=2.5mm 表5-1，取模数由课本3 d=m Z=2.520=50mm11 F=3.09N t 校核齿根弯曲疲劳强度(10) F=1.12N ，差得弯曲疲劳寿命系数和应力修5-6表由课本3r 正系数： T=132108N =1.77 =2.22 Y；Y=1.55=2.8 YYSa2Sa1Fa2Fa1 得弯曲疲劳寿命图35-25由应力循环次数查课本F=1321.08N t 系数：F=480.83N r=0.9 K=0.85 K FN2FN1 两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别3由课本图5-27 为： =380 Mpa =500 Mpa FE2FE1 计 算 及 说 明 结

17、 果 由S=1.4，计算弯曲疲劳强度，取弯曲疲劳安全系数 得：课本3式5-15 /S=0.85500/1.4=303.57= KFE11FN1F Mpa K= /S=0.9380/1.4=244.29FE22FFN2 Mpa 分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.580mm=200mm 计算圆周力： =2TF/d=243074.48/50=1772.98N111 计算轮齿齿根弯曲应力 =1.150=55dB= d1L=96mm 2得：35-20由课本 Y/Bm) Y=(KFSa1 Fa1F1t =(1.31772.98/552.5)2.81.55 303.57

18、Mpa =72.75Mpa 2Y=(KF/Bm) YSa1 F2tFa1 =(1.31772.98/552.5)2.221.77 计 算 及 说 明 结 果 F=1.32N t244.29 Mpa =65.88Mpa 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (10)齿轮几何参数计算：F=0.24N AYF0.66N AZ= P=m=3.142.5=7.85mm os20=7.38mmcP=Pcosa=7.85M=11.52Nm C1bM=31.68Nm C2* 2.5=2.5mm=hhm=1aa * h)m=(1+0.25)2.5=3.125mm= (h+c afM=21.6Nm C = dd+2h=50

19、+22.5=55mm a1a1 =200+22.5=205mm+2h=ddaa22 M=26421.6Nmec =dd23.125=43.75mm=50-2hff1 1m =dd=200-2h23.125=193.75mmff2 2=2.89MPa e )/2= 2.5(20+80)/2=125mma=m(z+z21 V (10)计算齿轮的圆周速度 n1d1/601000=3.1496050/6010V= 00=2.512m/s V6m/s级精度合适8，故取 计 算 及 说 明 结 果 七、减速器轴的设计计算 从动轴设计 确定许用应力、选择轴的材料 1 d=22mm 可知表311-1选轴的材料

20、为45号钢，调质处理。查 得 T=43074Nmm s=360Mpa, =650Mpa, b =60Mpa -1bF=1723N tF=627N r 查3，由式C=12611-2得：表11-3，取 3、1/31 =30.25mm =126(4.15/300) dC(P/n) 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，应将该 取标3%轴断直径增大，d=30.251.03=31.2mmm，即 d=35mm 准直径得 齿轮所受的转矩： 664.15/300=13P/n=9.5510T=9.5510 2108Nmm 、齿轮作用力2F=1.72N t 求圆周力： F=0.63N r 200=1321.08N

21、 F=2132108/=2T/ d2t2 计 算 及 说 明 结 果 求径向力：F=F=0.315N BYAX。=480.83Ntan20=1321.08F=FtanF=F=0.86N BZAZ tr 、轴的结构设计3M=15.75Nm C1 需要考虑轴系中相配零件的轴结构设计时， M=43Nm C2尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结 构草图。M=29.375Nm C 、联轴器的选择 （1）M=17229.65Necm 可得联轴2 可采用弹性柱销联轴器，查表9.4 =6.38Mpa -85 联轴器：3582 GB5014器的型号为HL3e 2）、确定轴上零件的位置与固定方式（ 单级减

22、速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴 承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿 轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过 盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定L=24000h h，轴通过两端轴承盖 位，靠过盈配合实现周向固定 实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别 实现轴向定位和周向定位 F=F=1748.5N （ ）3、确定各段轴的直径r2r1 与联轴器相d=35mm将估算轴d作为外伸端直径 1计 算 及 说 明 结 果 配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直 考虑装拆=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，d径为2F=F=1101.6a2a1N ，取方便以及零件固定

23、的要求，装轴处d应大于d23 应大d=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d43 右端用=50mm于d，取d。齿轮左端用用套筒固定, 43 还应满d,轴环直径满足齿轮定位的同时,轴环定位5 右根据选定轴承型号确定.足右侧轴承的安装要求, =45mm. 取d端轴承型号与左端轴承相同,6 代号初选深沟球轴承,1P270(4)选择轴承型号.由 D=52,轴承宽度:B=19,安装尺寸为6209,查手册可得P= 4294.3N=52mm. d故轴环直径5 (5）确定轴各段直径和长度 50mm L=35mm d段：长度取 11 =40mm d段：II2 深沟球轴承，其内径为59=45mm,宽度初选用6

24、209L=219311h H轴承端面和箱体为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁， ，通过密封盖20mm内壁应有一定距离。取套筒长为 轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体 ，外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm 故2mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小II段长： 计 算 及 说 明 结 果 =96mm ）（2+20+19+55L=2 -2=50-2=48mm =LIII段： d=45mm L 133 =50mm 段： d4 F=F=1045.18 r2r1 长度与右面的套筒相同，即 =20mm L 4 =19mm L长度段： d=52mm. 55 F=F=658.46 a2a1L=

25、96mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距N (6)按弯矩复合强度计算 d=200mm 求分度圆直径：已知 求转矩：已知T=132.11m.N 求圆周力： 200=1.32N =2T/Fd=2132.11/ t 求径向力Fr 0=0.48N =1.32tan=FFtan20tr LA=LB=48mm 因为该轴两轴承对称，所以：P=2566.9N 主动轴的设计 确定许用应力、选择轴的材料1 可知：表调质处理。查213-1号钢，选轴的材料为45 =650Mpa,=360Mpa, sb计 算 及 说 明 结 果 可知：查2表13-6=102Mpa, +1=215Mpa 0b-1=60Mpa 、按扭转

26、强估算轴的最小直径2单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：1/3 dC (P/n)C=126 13-5可得，45钢取查2表1/3mm=20.81m 则d126(4.33/960)d=22mm 考虑键槽的影响以系列标准，取 、齿轮上作用力的计算3齿轮所受的转矩：6643074N 4.33/960=T=9.5510P/n=9.5510 齿轮作用力：43074/50N=1723N 圆周力：F=2T/d=2 t00=627N =1723tan20=Ftan20径向力：Ftr 确定轴上零件的位置与固定方式 L=219311h H 计 算 及 说

27、 明 结 果 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周 向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位， 确定轴的各段直径和长度4.30mm, 6206深沟球轴承，其内径为初选用宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面，则与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm 。36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm该段长 (2)按弯扭复合强度计算d=50mm 求分度圆直径：已知T=43.07Nm 求转矩：已知 F：求圆周力t43.07/50=1.72N F=2T/

28、d=2t 求径向力F：r0=0.63N Ftan=1.72tan=F20tr 两轴承对称 计 算 及 说 明 结 果 LA=LB=50mm从动 八、减速器滚动轴承的选择及寿命计算 轴上的轴承 根据根据条件，轴承预计寿命L=530028=24000h h: 6209, 由初选的轴承的型号为宽度D=85mm,可知:d=55mm,外径表 查114-19基本静载荷=31500N, B=19mm,基本额定动载荷Cr=20500N COr=300 r/min ）已知n（120=2T/d tan20=F=FF两轴承径向反力：=Ftrr2r10=1748.5N tan20 11-12）得轴承内部轴向力根据课本

29、2P265（=0.63x1748.5=1101.555N =0.63F=F=0.63FF则Fr1S1S2Sr0 (2) F=F+F Fa=S1aS2 1故任意取一端为压紧端，现取端为压紧端=1101.6N =F=FF=FS2a2S1a1y 、x求系数(3) 计 算 及 说 明 结 果 1101.6/1748.5=0.96 F/Fr1=a1=1101.6/1748.5=0.96 /FFr2a2=1101.6/20500=0.054 /CFOra1e=0.26 12-6根据课本3表（）得 e，查表12-6，可得F/F r1a1 X=0.56 Y=1.71 P2 (4)、计算当量载荷P1 12-7得

30、=1.5根据课本312-7,取f，由式p) +YF(XFP=faPr1748.5+1.71=1.5(0.561101.6) =4294.3N (5)轴承寿命计算=1 12-6深沟球轴承=3 由课本表得fT=31500N 型的C根据手册得6209r 由课本 312-3式得6/60n (f=10CL/P)rTH计 算 及 说 明 果 结36/60X300 (131500/4294)=10=219311 h 48000h 预期寿命足够 主动轴上的轴承选择:6206 由初选的轴承的型号为(1)宽度:d=30mm,外径D=62mm,查 1表14-19可知B=16mm, =11150N 本静载荷C基本额定动载荷C=19500NOrr13000r/min 可知极限转速 查2表10.1 根据根据条件，轴承预计寿命8=48000h Lh=103002=960(r/min) （）已知n110=2T/d = ：径两轴承向反力F=FF=Ftan20trr1r2tan20=1045.18 （11-12）得轴承内部轴向力1根据课本则=0.63FR FS=0.63x1045.18=658.46N =FF=0.63Fr1S2S1计 算 及 说 明 果 结=0 F=F(2) F+FaS2 S1a 端为压紧端故任意取一端为压紧端，现取1=658.46 N =FF=F=