《机械设计课程设计》带式输送机说明书

1、目录、八一.一前言 .11 .作用及意义12 .传动方案规划1二、电机的选择及主要性能参数计算21 .电动机的选择22 传动比的确定23 .计算传动装置的运动和动力参数2三.结构设计（1） 齿轮的计算闭式.41 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 42 .按齿面接触疲劳强度设计43 .按齿根弯曲强度计算64 .几何尺寸计算75 .结构设计及绘制齿轮零件图7（2） 齿轮的计算开式1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 82 .按齿面接触疲劳强度设计83 .按齿根弯曲强度计算104 .几何尺寸计算11.12仅供个人参考（3） 轴与轴承的选择和计算轴的设计I轴1 .轴上功率，转速，转矩122 .求

2、作用在齿轮上的3 .初步确定轴的最小直径124 .轴的结构设计 125 .求轴上的载荷136 .按弯矩合成应力校核轴的强度15H轴1 .轴上功率，转速，转矩162 .求作用在齿轮上的163 .初步确定轴的最小直径164 .轴的结构设计165 .求轴上的载荷176 .按弯矩合成应力校核轴的强度18（四）带及带轮的设计计算不得用于商业用途仅供个人参考、刖言1 作用及意义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

3、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。传动方案采用了三级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为直齿柱齿轮减速器，第三级传动为开式齿轮传动。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。本设计采用的是二级直齿轮传动（说明直齿轮传动的优缺点）说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等 方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问

4、题的能力2传动方案规划原始数据参数题号2输出轴功率P/KW4输出轴转速n/min38传动工作年限/a10每日工作班数1工作场所矿山批量大批、电机的选择及主要性能参数计算1.电动机的选择(1)电机类型的选择按已知工作要求和条件选用丫系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。(2)电动机功率的选择确定各个部分的传动效率为：带传动效率ni,滚动轴承效率(一对)n2,闭式齿轮传动效率n 3,开式齿轮传动效率n 4。所需电动机功率PdPd=Pwn3nnw=ni*n2n 3*ri4=0.96*0.993*0.97*0.92 =0.83Pd =导二磊=4.82 KWn w0.83 (3)确定电动机的转速

5、根据输出轴为38r/min，按推荐的合理传动比范围，取V带传动比ii= 24,单级齿轮传动比 i2= 925,则合理总传动比范围为i =18100,故电动机转速可选范围为 nd=inw=(18T00) *38 =684-3800r/min由附表8.1查得故选 Y132M2-62传动比的确定总传动比为rim 960=25.26nw38 (2)分配传动比带传动传动比为：2减速器的传动比为：3 开式齿轮传动传动比为：4.213计算传动装置的运动和动力参数1 .各轴转速nm 960Q = e = 1 = 480r/minIT 4805= = 160r/minii3An 160 nm= 17 = 4.2

6、1_38r/min2 .各轴的输入功率Pi=Pd*n oi= 4.82 * 0.96 = 4.63 KWPn= P i* n 12= 4.63 * 0.99 *0.97 = 4.45 KWPrn= P n* 2* H 4 = 4.45 *0.99 *0.92 =4.05 KW3 .各轴的转矩Pd4.82小Td - 9550 * pm _ 9550 * 37_47 gg N?MTi=Td*ionoi=47.95 * 2 * 0.96 = 92.06 N?MTn=Ti*ii*m2=92.06 * 3 * 0.99 * 0.97 = 265.22 N?MT im=T n * i 2 * n 23=2

7、65.3 * 4.21 * 0.99 * 0.92 = 1016.98 N?M将以上算得的运动和动力参数列表如下轴名参数、电动机轴轴1轴2轴3转速 n(r/mi n)96048016038功率P(kW)4.824.634.454.05转矩T(Nm)47.9592.06265.221016.98传动比i234.21效率口0.960.950.95二.结构设计（一）齿轮的计算闭式1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择由表10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用40Cr （调质），硬度 280HBS大齿轮选用45钢（调质），硬度

8、240HBS二者材料硬度差40HBS由表10-4选择 齿轮精度8级。取小齿轮齿数 乙=24,则大齿轮齿数z =3*2472,取z? =72。2 .按齿面接触疲劳强度设计.IK U 1 Ze、2dit_2.32 3，一L （ ） dU 二*击（1）确定公式内的各计算值。1）式选载荷系数Kt=1.32）小齿轮传递的转矩92060N7MM3）由表107,选取齿宽系数叮-14）由表106，得材料的弹性影响系数Ze= 189.8MP?5）由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二He=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限二Hiim2=550MPa6）计算应力循环次数N =60* j *

9、L h=60 * 480 * 1 *8*300* 10N2= 3 = 0 h7）图19查得按接触疲劳疲劳寿命系数Khni = 0.93; Kg =0.95，8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1，C Hlim2KhN20.93 * 600=558二 Hlim 2KHN2 H2 =550 0.951=522.5计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入（Th中较小值u1/Ze、24032,u kn=64.06mm2）计算圆周速度Vn ditm _ n 64.06 48060* 1000 = -60 * 1000=162m/s3 ）计算齿宽b =。ddn = 1 * 64.06 = 64.

10、06mrnb4）计算齿宽与齿高之比h64,06-24 - =2.67mm模数drtz?,齿高h = 2.25mt= 2.25 * 2.67 = 6mm64.06:g =10.685）计算载荷系数根据V二1.62m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.16直齿轮KhKf：=1查表102得必=1.25,查表104, 8级精度，小齿轮相对支撑b对称布置时，Khb= 1.35。由h = 10.68, Khb = 1.35查图1013得Kfb =1.29故载荷系数K = KaKv KHa Khb=1.25* 1.16* 1 *0.35=1.95756）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直

11、径二 du=64.06 *3 /1.95751：3=73.42mm7）计算模di m =zi故取m = 3mm.3 .按齿根弯曲强度计算m >3'2K YYsa 如；qf不得用于商业用途2)3)4)Kfni C fei sKfN2 C FE2s=计算载荷系数KK = KaKvKf。Kfb0.95 *500 一 =339.29Mpa0.98 * 3801.4=266Mpa1）由图10-20C得小齿轮弯曲疲劳强度极限；+Ei=500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极P艮匚 FE2 -380MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni = 0.95，Kfn2 = 0.98计算弯曲疲劳许

12、用应力，取弯曲疲劳安全系数S=14=1.25*0.16* 1 * 1.29=1.87055)查取齿形系数：YFai =2.65 ,YFa2 = 2.2366) 取 应 力Ysai= 1.58, Ysa2= 1.7547)计算YFaYsa大、小齿轮的并加以比较YFalY Sal 2.65* 1.58C F1 =-339.26= 001234丫 Fa2Ysa2 2.236 * 1.754C F2 =266= 0.01474大齿轮的数值大(2)设计计算3/2* 1.8705* 9.2606* 104* 0.01474 m1 * 242 =2.066mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大

13、于由齿根弯曲疲劳强度计算的模 数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数2.066，并圆 整为标准值3mm。算出小齿轮齿数r di 73.42 mi =3大齿轮齿数Z2= 3 * 25 = 754 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2) di = Zimi= 25 * 3 =75mmd2 = Z2ITI1 =75 * 3 = 225mm(2)计算中心距di+d2 75+225，一a= =2=150mm计算齿轮宽b= ?ddi = 1 *75 =75mm取 Bi= 80mm 62= 75mm5

14、结构设计及绘制齿轮零件图（二）齿轮的计算开式1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择由表10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用QT600-2 （常化）， 硬度280HBS大齿轮选用QT500-5 （常化），硬度240HBS二者材料硬度差40HBS由 表 10-4选择齿轮精度8级。取小齿轮齿数 乙=18,则大齿轮齿数z=4.21*1876,取Z2=762 .按齿面接触疲劳强度设计-KT. U 1 乙E、2du 2.32 3 ，（-）-I 小dU 二（1）确定公式内的各计算值。1）式选载荷系数Kt=1.32）小齿轮传递的转矩

15、265220N7MM3）由表10-7，选取齿宽系数： ：。64）由表10-6 ,得 材料的弹性影响系数Ze R73.9MP 5）由图10-21d ，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 二HM=620MPa大齿轮 的接触疲劳强度极限二Hiim2=550MPa6）计算应力循环次数N =60*m*j*Lh=60*160*1*8*300*10=0hN1 0N= I .T=i.ri7）图10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数Khni 0.95; Kg =0.98， 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1 %安全系数S=1,0.95 X 620<hi=皆冷 =589Mpa二 H2”.m2KHN2

16、垣詈 =548.8Mpa计算1）试算小齿轮分度圆直径dt，代入（Th中较小值=96.25mm2）计算周速度V71u1 袒 3.14® 9825 X 160小八3 ）计算齿宽b = © ddit =0.6 x 96.25 =57.75mmb4）计算齿宽与齿高之比b模数dit -m = z =AA=5.4mmzi匚齿高h = 2.25mt= 2.25 x 山=12.015mmR = 5）计算载荷系数根据V =0.81 m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数Kv =1.04直齿轮kh-kf： . =1查表10-2得Ka = 1.25,查表10-4, 8级精度，小齿轮相对支

17、撑b对称布置时 5 Khb =1.389。由 h =4.81 , Khb =1.389 查图 10-13 得Kfb =1.28故载荷系数K= KaKv KHa Khb=1.25* 1.04* 1 *1.389仅供个人参考=1.816）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=107.47mm7）计算模数mdi ”.7m =5.97mmZ1故取m =6mm.3 ,按齿根弯曲强度计算VdZi af1 ）由图10-20 （a）得小齿轮弯曲疲劳强度极限6ei =430MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限匚 fE2 =330MPa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 = 0.95，Kfn2 = 0.

18、983）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4.K 匚 m 匚匚 0 95X 340TKfni （T FE11 = S=-4 =230.7MpaKfn2 T FE2 0.98 X 330T f2 = S| =231 Mpa4）计算载荷系数KK = KaKvKf。Kfb=1.25*1.04*1*1.28=1.6645）查取齿形系数：YFai =2.80 ,YFa2=2.2126）取应力校正系数Ysa1 = 1.55, Ysa2= 1.7747）计算YFaYsa大、小齿轮的Ysa并加以比较不得用于商业用途仅供个人参考Y FalY Sa1 T 28 X 1,55f=0.0188Y Fa2

19、Ysa2 2.212X 1.774C* -； i大齿轮的数值大(2)设计计算3八2 X 1.664 X 265220X=4.36mm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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数4.36mm并圆整为标准值6mm。算出小齿轮齿数.107.47 di石=rrii=J8大齿轮齿数Z2=lI X- II :取 Z2=764 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2) di =Zi mi=1A tl= 108mmd2= Z2ml =

20、j 八)1 lhmm(2)计算中心距di+d2 108 + 456a= 2-=282mm计算齿轮宽b= ?ddi =0.6八 小 Wmm取 Bi=70mm，B2=70mm(二)轴与轴承的选择和计算轴的设计I轴1 .轴上功率，转速，转矩Pi = 4.63KW仅供个人参考rii=480r/mi nTi=92060N?M2 求作用在齿轮上的di= Zirrii= 25 * 3=75mm2T i2* 92060。=可=-=2455NFri= Eta n a = 2455 * tan 20o=89305NFti 2455Fni = t= = 2612.6Ncos a cos20o3 初步确定轴的最小直径

21、选用材料为45钢，经调质处理，根据查表15.3，取Ao=1123 /Pi3 /4.63dmin= AoAJ- = 112 * 弋旃23.84mm故取 din= 26mm4 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足带轮的轴向定位要求，i-H轴段右端需制出一轴肩，故取di-n=30mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=33mm。带轮与轴配合的轮毂的长度L2=52mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴端面上，故i-n轴段的长度应比L2略短些，现取 I i-n = 50mm2)初步选择滚动轴承因轴承只受径向力作用，故选单列

22、向心球轴承。参照工作要求并根据d,n=30 mm , 选 6307。仅供个人参考则d,n-w =出0皿35mm，而山=23mm.右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得6307型轴承的的定位轴肩高度h = 4.5mm,因此，取 ckw= 44mm。3）取安装齿轮处的轴段W-V的直径ck= 40mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠 的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取孱=76mm,齿轮右端采用轴环定位，轴肩高度h>0.07d,故取h = 4mm，则轴环处的直径dv" = 48mm，轴环宽度b > 1.4h,取 I v

23、r= 10mm4）根据计算轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离 I 二 30mm，故取 ln-m = 50mm。5）取齿轮距离箱体内壁的距离a = 16mm轴承应距箱体内壁一段距离s,取s = 8mm已知轴承宽度T = 21 mm贝U,lm-w= 49mm,根据支承对称I皿=33mm至此已初步确定了轴的各段直 径和长 度。5 求轴上的载荷从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的Mh、Mv、M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力Fnh2=2812.8NFnvi =446.75NFn

24、h2 =659NFnv2 =446.75N不得用于商业用途仅供个人参考弯矩MMw=86591.79NmmMv=34176.37NmmMH2=128227.4Nmm总弯矩MMi=86591.79NmmM2=132703.76Nmm扭矩TT=92060Nmm6按弯矩合成 力校核轴的强度仅供个人参考进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩的截面的强度。根据上表数据以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 a =0.6，轴的计算应不得用于商业用途力。擀 +(计 fl3A703,762 +(o,6 X 92060)八飞： W 寸_22,46Mpa前已选定轴的材料为45冈I，调质处理，由表15-1查得

25、° j=60Mpa，因此° ca<°小故安全。不得用于商业用途仅供个人参考1 .轴上功率，转速，转矩Pn=4.45KWnn=160r/minTn=265220N?M2 求作用在齿轮上的Dz= Z2ml= 75 * 3=225mm2Ttn 2*265220刊=可=飞厂=2357.5NFm= Ftnta n a = 2357.5 * tan 20o=858NFnn =FtCOS2357.5 tan=2508.8N3初步确定轴的最小直径选用材料为45钢，经调质处理，根据查表15-3，取Ao=1123 /pT 3 心45dmin= AoA=112*160 = 33.

26、39mmV nn故取 dw-ffl=35mm4 .轴的结构设计(3)拟定轴上零件的装配方案(4)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足带轮的轴向定位要求，切-%轴段左端需制出一轴肩，故取d-=40mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=44mm。带轮与轴配合的轮毂的长度75m m ，为了保证轴端挡圈只压在 带轮上而不压在轴端面上，故vn-w轴段的长度应略短些，现取 |v-w= 73mm2)初步选择滚动轴承仅供个人参考因轴承只受径向力作用，故选单列向心球轴承。参照工作要求并根据d皿 =40 mm,选 6409。则dv-w = cLn35mm，而l=44mm.左端轴承采

27、用轴肩进行轴向定位，由手册查得6409型轴承的的定位轴肩高度h =4.5mm,因此，取 d一uu=54mm。3）取安装齿轮处的轴段W-V的直径d”=50mm；齿轮的右端与右轴承之间 采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75m m,为了使套筒端面可靠的压紧 齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取I=73mm,齿轮右端采用轴环定位，轴肩高度h>0.07d,故取h =5mm,则轴环处的直径d皿一叩=60mm,轴环宽度b>1.4h,取=9mm4）根据计算轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离I =28mm，故取I可-皿=48

28、mm。5）取齿轮距离箱体内壁的距离a = 16mm轴承应距箱体内壁一段距离s,取s = 8mm已知轴承宽度T = 24mm贝p，I一皿=4mm,根据支承对称lv-w=55mm至此已初步确定了轴的各段直径和长度。5 求轴上的载荷（1）作用在三轴上的力口3=171亿3=612Tn2X仅供个人参考Ft 详=4911.48NFr im=Ftnta n=1787.6N不得用于商业用途仅供个人参考载荷水平面H垂直面v支反力FFnh2= 1978.63NFnv1 =720NFnh2=9247.61NFnv2=1787.6N弯矩MMhi=1 52354.5NmmMvi =55440NmmM H2=486235

29、.5NmmMv=121506Nmm总弯矩MM 1=162128NmmM2=538914Nmm扭矩TT=265220Nmm(2)从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的Mh、Mv、M的值列于下表:6按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩的截面的强度。根据上表数据F二电4911.48cos20°=5226.79N以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 a =0.6，轴的计算应力。佃”仗fl32703,762 + (0,6 x 92060)八2a= 一 、: ， - - I, ；= 2.46Mpa前已选定轴的材料为Cr4

30、0,调质处理，由表 15-1查得° -i=70Mpa , 因此 ° cav 0 4故安全。不得用于商业用途（四）带及带轮的设计 计算1 确定计算功率Pea仅供个人参考由表8-7查得工作情况系数Ka=1.1Pea=KAP = 1.1 *4.82 = 5.3KW2选择V带带型根据Pea, m由图8-11选用A型带3确定带轮的基准直径dd并验算带速V1)初选小带轮的基准直径ddi由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径ddi = 125mm、，nddim 3.14* 125*960V =-60 * 1000 60 * 1000 =6.28m/s因5m/s<V<30m/

31、s，故带速合适2)计算大带轮的基准直径dd2dd2= ioddi = 2 * 125 =250mm4确定V带的中心距1)初定中心距3o=5OOm2)计算带所需的 基准长度Ldo=2a) +n (ddi+dd2) +(dd4j2)(250-125)2=2 * 500+(125+250)+ 4500=1596.56mm由表8-2选带的基准长度Ld = 1600mm3)计算实际中心距aLdLd。a So+ 2=500+2=502mmSmin = a 0.015Ld不得用于商业用途仅供个人参考=502-0.015 * 1600=526mm amax = a + 0.03Ld=502 + 0.03 * 1600=550mm中心距范围526550mm5验算小带轮的包角a /57.3o a - 1800- ( dd2chi) a a57.3o =180o - (250 - 125) * -502=165.7o>90o6 .计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率Pr由 ddi = 125mm 和 m = 960r/min查表 8-5 得 Po= 1.3816KW根据m =