机械设计课程设计输送带

1、河北工程大学课程设计题目教 学 院电动输送传动装置设计河北工程大学科信学院专业机械设计制造及其自动化班级机制姓名指导教师20102011 学年第 1 学期机械设计基础课程设计任务书设计名称电动输送传动装置设计班级09 机制一班姓名何志军一、课程设计目的课程设计是机械设计基础课程重要的实践性教学环节。课程设计的基本目的是：1综合运用机械设计基础和其它先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。2通过课程设计，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。3通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等

2、有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的训练。二、课程设计内容课程设计的内容主要包括：传动装置总体方案的分析；电动机的选择；传动系统的计算；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图和零件图的绘制；撰写设计计算说明书。课程设计中要求完成以下工作：1减速器装配图1 张 (A1 图纸 ) ；2减速器零件图2 张 (A3 图纸 ) ；3设计计算说明书1 份。附：（一）设计数据已知条件题号： F输送带拉力 F(N)7600输送带速度 V(m/s)0.9卷筒直径 D(mm)365（二）工作条件该传动装置要求采用单级斜齿圆柱齿轮传动，单向连续传送，载荷平稳，空载起动，每班10 小时工作制，每日

3、两班，使用期限10 年（每年按300 天计算），运输带允许速度误差为5%。（三）运动简图（四）设计计算说明书内容0、封面（题目、班级、姓名、学号、指导老师、时间，采用统一格式）1、目录（标题、页次）2、设计任务书（装订原发的设计任务书）3、前言（题目分析、传动方案的拟订等）4、电动机的选择，传动系统计算（计算电动机所需的功率、选择电动机、分配各级传动比，计算各轴转速、功率和扭矩）5、传动零件的设计计算（确定带传动，齿轮传动的主要参数）6、轴的设计计算及校核7、轴承的选择和计算8、键联接的选择和校核9、联轴器的选择10、箱体的设计（主要结构和设计计算及必要的说明）11、润滑和密封的选择、润滑剂的

4、型号及容量、减速器的附件及说明12、设计小结（设计体会、本次计的优缺点及改进意见等）13、参考资料（资料的编号，作者，书名，出版单位和出版年、月）三、基本要求课程设计教学的基本要求是：1能从机器功能要求出发，分析设计方案，合理地选择电动机、传动机构和零件。2能根据机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理选择零件材料，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。3能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济性和安全性等问题，对零件进行结构设计。4. 绘制图样表达设计结果，图样符合国家制图标准，尺寸及公差标注完整、正确，技术要求合理、全面。5.在客观条件允许的情况下，初步掌握使用计算机进

5、行设计计算和使用计算机绘制装配图、零件图的方法。目录 7 8 9 10 12 15 23 26 27 28 30 31前言（一）设计目的：通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。（二）传动方案的分析：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要， 是机器的重要组成部分。 传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机

6、。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级斜齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级斜齿轮传动。一、电动机的选择设计说明及数据计算1选择电动机的类型按照工作要求和条件选用Y 系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。2选择电动机的容量根据原始数据，运输带拉力F 和运输带速度V，可得运输带所需功率P 卷筒 = FV=760

7、0x0.9=6.84KW。wP卷筒KW电动机的所需的工作功率 P =a由电动机至运输带的传动总效率为a=1x（2x 2）x3x4x5取 1=0.96( 卷筒 ),2 =0.99(2 对深沟球轴承 ) ， 3=0.97 （齿轮精度为 8级，不包括轴承效果）， 4=0.99 （弹性联轴器），5=0.96 （V 带传动），则a =0.96x0.99x0.97x0.99x0.96=0.86P卷筒=6.84KW/0.86= 7.95 KW可以求得电机的功率 Pw=a3确定电动机转速卷筒 轴的 工作 转 速 为 n =60Vx 1000（/ D）=60x0.9x1000/ （ 3.14x365 ）=85.

8、99r/min查表得传动比的合理范围，取V 带传动的传动比 i 1=24，单级圆柱齿轮减速器传动比i 2=35，则总传动比合理范围为i a=620, 故电动机转速的可选范围为nd= i axn = (6 20)x85.99 = 515.941719.8r/min查机械设计手册 得符合这一范围的同步转速有1000r/min和 1500r/min 。根据容量和转速，由机械设计手册查出适用的电动机型号电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量 (kg)（KW）(r/min)额定转矩额定转矩Y160M-41114602.22.3123Y160L-6119702.02.0147综合考虑传动装置的尺寸

9、、重量和价格，选定电动机型号为Y160M-4。备注式中： 12 3、 4、 5 分别为卷筒、轴承、齿轮传动、联轴器、 V带的传动效率。所查表为机械设计课程设计指导书第 167 页表12-1常见机械传动的主要性能。二、总传动比及各轴传动比分配设计说明及数据计算因选定的电动机型号为 Y160M-4，满载转速 nm=1460r/min 和工作机主动轴转速 n=85.99r/min ，可得传动装置总传动比为：nm=1460i =16.7an85.99总传动比为各级传动比i 1、i 2、i 3 i n 的乘积，即I n =i 1xi 2 xi 3 i n因此分配传动装置传动比i n = i 1 x i

10、2为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取i 1 = 3.2 （实际的传动比要在设计V 带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器的传动比为：I 2=i n= 16.7 =5.22i13.2备注式中 i 1 、i 2 分别为带传动和减速器的传动比。i 1= 3.2I 2=5.22三、各轴运动参数和动力参数的计算设计说明及数据计算备注为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为 轴、轴 ，以及轴为主i 1, i 2， 为相邻两轴间的传动比；动齿轮轴，1， 2， 为相邻两轴间的传动效率；轴为从P 1，P2， 为各轴间的输入功率（kW

11、）；动齿轮轴。T1，T ， 为各轴的输入转矩（N·m）;2n 1，n2， 为各轴的转速（ r/min ）,按电动机轴至卷筒运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。1各轴转速电动机转轴转速n= 1460r/min(取满载时候的转速 )轴（高速轴）转速n 1 =n =1460/3.2 r/min =456.25r/mini1轴（低速轴）转速n 2 =n1 =456.25/3.44 r/min =132.63r/mini2卷筒轴转速 n 3 = n 2=132.63r/min2各轴输入功率P 0=Pw=11kwP1= 11kwx 5 =11x 0.96=10.56kWP2= P 1 &

12、#183; 2 · 3=10.56x0.99x0.97=10.14kWPw = P2 · 2· 4 =10.14x0.99x0.99=9.94kW3各轴输入转矩T0= 9550xP0=9550x(11/1460)=71.95 N ·mnT1= 9550xP1 =9550x(10.56/456.25)=221.04 N · mn1T2 =9550xP2= 9550x （10.14/132.63 ）=730.13 N ·mn2Tw=9550xPW/n3=9550x6.785/132.63=488.55 N · m运动和动力参数计

13、算结果整理于下表：轴 名功率 P(kW)转矩 T(N ·m)转速 n传动比效率输 入输 出输 入输 出r/mini电动机轴1171.9514603.20.96轴1110.5671.95221.04456.255.220.93轴10.5610.14221.04730.1385.99W轴10.1410.14730.13488.5585.9910.98四、带传动设计设计说明及数据计算1选择普通V 带型号查表得 KA = 1.2 ，可得Pc =KAP=1.2 ×11kw=13.2kW。查机械设计基础第219 页图 13-15 可知应选用 B 型 V 带。2确定带轮基准直径d1 和

14、d2查机械设计基础第219 页表 13-15 取 d1 =140mm，可得d2 = nd1(1- )/n1 = id1(1- )=1460x140x(1-0.02)/456.25=439.04mm由表 13-9 取 d2=450mm由 d1 =140mm，d2 =450mm求得的实际传动比 i1=d2/d1=450/140=3.21 N1=n/i=1460/3.21=454.83r/min误差： =（n1-N1）/n1x100%=（456.25-439.04 ） /456.25 x 100%=3.77% 5% 3验算带速由带速公式 V=n1d1=(1460x140x3.14)/(60x1000

15、)m/s=10.70m/s100060介于 525m/s 范围内，合适。4确定带长和中心距由带长公式可得 0=1.5 （d1 +d2)= 1.5x(140+450)=885mm有范围413mm = 0.7(d1+d ) 2(d1+d )=1180mm202初定中心距 0 =900mm，由带长公式得带长L= 2 + (d1(d2 d1 )200402=2x900mm+(140(450140) 2450）mm+4mm = 2753mm2900查表选用 Ld = 2500mm, 由公式得实际中心距 =0+（Ld-L 0 ）/2=885mm+(2753-2500)/2=1011.5mm 5验算小带轮上

16、的包角 1由包角公式得1 = 180 °-d 2 d1× 57.3 °= 180-(450-140)/1011.5×57.3 °=162.44 ° 163°>120°, 合适。6确定带的根数备注查表为机械设计 156 页表 8-7 表 8-4a 表 8-5 表 8-6图 8-11工作情况系数KA。Pc由带的根数计算公式得z =(P0P0)K L K今 n0=1460r/min ， d1=140mm查表 13-3 得 P0 =2.82kW.由式（ 13-9）得传动比i=d2/d1(1-)=450/140x0.9

17、8=3.30 ;P = 0.46kW ；0由 = 163°，查表 13-7 得K =0.96 ；有表 13-2 得 K L = 1.09 。13.2Z =2.82)0.96=4.07 。带数只能是整数，故取 Z=5(0.461.03取 5根。7计算轴上的压力查机械设计基础第212 页表 13-1 得 q = 0.17kg/m ，故可得初压力F0 =500 Pc(2.51)+q2zK= （500x13.2 ） /(5x10.55)(2.5/0.96-1)+0.17x10.702=220.17N。得作用于轴上的压力为FQ=2zF0 sin1=2x5x220xsin81.5=2175.83

18、N 。28带轮的设计通过前面计算得知小带轮直径为140mm，大带轮直径为450mm，故小带轮结构采用实心式，大带轮结构采用辐板式。采用HT150铸铁制造，表面调质处理。所查表为机械设计158页图 8-12表 8-9图 8-14普通 V 带的基准长度系列Ld及长度系数KL。五、齿轮传动设计设计说明及数据计算备注1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。根据所选择传动方案，选用闭式软齿面（硬度小于350）直齿圆柱标准齿轮传动。大、小齿轮均选软齿面。小齿轮的材料选用45 调质钢，齿面硬度为197286HBS，大齿轮选用 45 钢，正火处理，齿面硬度为156217HBS。二者硬度差应小于50HB

19、S。齿轮精度初选8 级。2初步选取主要参数取 z1 =20 ，z 2 =iz 1 =3.44 ×20=68.8 69,取则d =0.8 ，所查表为机3按齿面接触疲劳强度设计计算械设计第 191按下面公式计算小轮分度圆直径页表 10-1d1 32KT1 ? u1?(Z Z )2确定各参数值：du1）载荷系数查表取 K=1.5 ；2 ）小齿轮名义转矩P1=9550x(10.56/456.25)=221.04 N· mm所查表为机T= 9550x1n1械设计第 2053 ）材料弹性影响系数查表得 Z =188；页公式 10-124 ）区域系数 Z H =2.5 ；5）许用应力查图

20、得 Hlim1 =620MPa, Hlim2 =400MPa，查表，按一般可靠要求取SH=1.1,则H 1=H lim 1=620Mpa/1.1=564MPa，SH所查图为机H 2=H lim 2=400Mpa/1.1=364MPa,械设计第 166SH页图 11-1取两式计算中的较小值，即 H=364MPa；于是d1 32KT1? u 1 ?( Z Z) 2d u= 3 2 1.5 1.146105? 4.71 ? (188 2.5 )2 mm0.84.7364=95.4mm。4确定模数计算模数m= d1 95.4/20=4.77z1取标准值 m=5mm.5按齿根弯曲疲劳强度校核计算按弯曲疲

21、劳强度公式校核F1=(2KT1YFa1YSa1)/(bm 2z1)F2=( F1 Y Fa2YSa2)/ Y Fa1YSa1)式中： 1）小轮分度圆直径d1=mz =5x20mm=100mm；12）齿轮啮合宽度b=·d=0.8x95.4mm=76.32mm；所查图为机d1械设计第 1673）取 b2=80,b1=85页图 11-14）许用应力查图得 Flim1=480MPa， Flim2 =340MPa,所查图为机查表，取 SF =1.3,械设计第 171F lim 1480MPa369MPa ,页图 11-5则F 1SF1.3F 2F lim 2340MPa262 MPa ；SF1

22、.35 ）计算齿轮的弯曲强度：齿形系数 YFa1=2.93YSa1=1.57 Y Fa2=2.24 2F2 =( F1 YFa2YSa2)/(YFa1YSa1)=35.1Mpa< F2 YSa2=1.82所查表为机械设计第 168页表 11-2故满足齿根弯曲疲劳强度要求。6几何尺寸计算：d1= mz 1=5 ×20mm=100mm；d2= mz 2=5 ×94mm=470mm；mz 1m z 2285mm；27验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度V=(d1n1 /(60 × 1000)=3.14 ×100× 600/(60 ×1

23、000)=3.14m/s此速度 < 6m/s查表可知选择8 级精度合适。六、轴的设计计算设计说明及数据计算备注、低速轴设计1拟定轴上零件的装配方案2确定轴上零件的定位和固定方式如上图：轴上零件的轴向定位与固定用轴肩，套筒等来实现，零件的周向定位和固定用键来实现，以防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，保证其准确的工作位置。3按钮转强度估算轴的直径查机械设选 45 号钢，输入功率 P1=10.56kW；输出轴转速 n=456.25r/min 。查表 14-2 得到 C=计第 245 页（ 118-107 ）取 110表14-2取Cp1值为 110d C 3=31.46mmn考虑到有

24、键槽，轴径一般要增加5%，故 dmin =(1+5%)×31.46mm=33.03mm所选轴承尺4根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径（参见上图）寸查机械设1）从联轴器开始左起第一段，由于联轴器处有一键槽，取轴径34mm，计基础第2）左起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段直径取52mm，根据轴承盖的装拆及178 页表 11-5便于对轴承添加润滑脂的要求。根据轴承座的厚度L=50mm及轴承端盖的厚度和垫圈的厚度则所得取 L2=k+e+L+t -B- , k=13， e=10，L=50，B=21， t =2， =10, 得 L2=44mm3 ）左起第三段，该段装滚动轴承，因为轴承

25、仅有径向力，选用深沟球轴承6211，其尺寸为 d× D×B=55mm×100mm×21mm，该段直径为 55mm，长度为 L3 = 轴承宽 +（0.08 0.1 ）a +(10 20)mm，取 L3 =45mm；4）左起第四段，该段装有齿轮，直径取58mm，齿轮宽b=80mm为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=78mm5）左起的第五段，考虑齿轮的轴向定位，需要有定位轴肩，取轴肩直径为64mm，长度为 L5=1.4hh=0.07d+1)(0.1d+5)=10mm ；6）左起第六段，其直径应等于滚动轴承内圈内径，取55mm长度 L6 =B+4+（2 3）

26、，取L6=35mm；5求齿轮上作用力的大小、方向作用在齿轮上的转矩为： T2 =515.6N m圆周力： Ft2=2T /d=2× 515.6/470=2194N;22径向力： F r2=Ft2。=799N；法向力： Fn=Ft=2334N*tan20cosFt2 ,F r2 的方向如下图所示。A 点为右端轴承中心， C 点6轴承的支反力为齿轮中心，根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如下图所示力学模型。B 点为右端轴垂直面的支反力：R 1V =F 2V=Ft2 /2=1097 N ；承中心， D 点水平面的支反力：R 1H=F2H= -399.5N;为联轴器段

27、弯矩计算：M=R ×l=-28963.8Nmm中心2H2H3M=R ×l=79532.5Nmm2VZV3M2=22合成弯矩：M 2HM 2V =84642.3NmmT =473400Nmm2抗弯截面系数：W= （ 3.14Xd 43） /32=17315.8mm3抗扭截面系数：33W T=(3.14Xd 4) 、16=36461.2mm b=M2/W=4.89Mpa=T2/WT =14.14Mpa当量应力：221/2e= b +4(0.6) =11.28MPa <60MPa故确定的尺寸是安全的。（1）低速轴材料的选择低速轴选用45#钢调质处理硬度 217 255HBs

28、（2）低速轴尺寸的确定由于 dmin=33.03 ，故而取最小直径d1=34mm即最小直径处轴长度， 由联轴器决定初步选择 WH7型滑块联轴器查【 2】P16 表 1-27 得 c=1.6d2=d1+2c+2=34+2x1.6+2=39.2mm查机械设计第 205 页表13-2取C值为 112所选轴承尺寸查机械设计第 178 页表 11-5 所得由于由轴承的宽度决定， 故先初选轴承考虑选用深沟球轴承查【 2】 P65 表 6-1选用 6211内径 55mm查表 13-10 确定 e,f故查【 2】P65 表 6-1得又因为选用脂润滑方式上安装齿轮，考虑加工测量方便，故由齿宽决定现已知齿宽故（用

29、于断面限径）<3>低速轴受力分析低速轴受力分析与弯矩图如下分度圆直径转矩圆周力径向力径向力支承反力在水平面为在垂直平面上为轴承 A、B 的总支承反力为在水平面上，齿轮所在轴截面为在垂直面上，齿轮所在轴截面为合成弯矩，齿轮所在轴截面为<4> 低速轴强度校核因齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为查【 1】 P240 表 14-1得查【 1】 P246 表 14-3得因为故轴强度足够5求齿轮上作用力的大小

30、、方向作用在齿轮上的转矩为：T2 =515.6N m圆周力：F t2 =2T2/d 2=2× 515.6/470=2194N;径向力： F r2 =Ft2 *tan20 。 =799N；法向力： Fn=Ft=2334NcosFt2 ,F r2 的方向如下图所示。6轴承的支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如下图所示力学模型。垂直面的支反力：R 1V =F 2V=Ft2 /2=1097 N ；水平面的支反力：R 1H=F2H= -399.5N;弯矩计算：M2H=R2H×l 3 =-28963.8NmmM2V=RZV×l 3 =79532.

31、5Nmm合成弯矩：M=M 2H22=84642.3Nmm2M 2VT 2=473400Nmm抗弯截面系数：W= （ 3.14Xd43） /32=17315.8mm3抗扭截面系数：T433W =(3.14Xd) 、16=36461.2mmb2=M/W=4.89Mpa=T2/WT =14.14Mpa当量应力：221/2=11.28MPa <60MPae= b +4(0.6) 故确定的尺寸是安全的。11绘制轴的工作图见轴工作图。、高速轴设计1拟定轴上零件的装配方案如下图：齿轮，套筒，右端轴承，轴承端盖，带轮依次从轴的右端向左端安装，而左端只安装轴承 1 及其端盖。2确定轴上零件的定位和固定方式

32、如下图：轴上零件的轴向定位与固定用轴肩，套筒等来实现，零件的周向定位和固定用键来实现，以防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，保证其准确的工作位置。3按钮转强度估算轴的直径选 45 号钢，输入功率 P=7.2kW；输出轴转速 n=600r/min 。可得 d C 3 p =27mm 考虑有键槽，则 dmin =27x（1+5%）=28.37mmn4根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径（参见上图）1 ）从带轮开始左起第一段，由于带轮处有一键槽，取30mm，L =e(Z-1)+2f-(23)=58mm取 L=58mm15912 ）左起第二段，考虑带轮的轴向定位要求，该段直径取36mm，根据轴承盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，L =L+e+k+t- -B, 故取该段长 L=57mm；根据箱体的22相关计算轴承底座为 L=50mm，轴承盖厚度为12mm，e 取 10mm，垫片为t =2mm. ，因为是脂润滑要加10-15mm,K取 28mm.所以 L2 取 74m