带式输送机设计说明书

1、（机械设计课程设计）设计说明书 （带式输送机） 起止日期： 2010 年 12 月 20 日 至 2011 年 1 月 8 日学生姓名 班级学号成绩指导教师(签字)机械工程学院2011年 1 月 8 日目 录机械设计基础课程设计任务书.1一、传动方案的拟定及说明.3二、电动机的选择.3三、计算传动装置的运动和动力参数.4四、传动件的设计计算.6五、轴的设计计算.15六、滚动轴承的选择及计算.23七、键联接的选择及校核计算.26八、高速轴的疲劳强度校核.27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.31十一.心得体会. . .32十二.参考资料目录

2、. . 33XX大学课程设计任务书20102011 学年第 1 学期 学院（系、部） 专业 班级课程名称： 机械设计课程设计 设计题目： 带式传动输送机 完成期限：自 2010 年 12月 20 日至 2011 年 1 月 8 日共 3 周内容及任务一、设计的主要技术参数1：输送带最大有效拉力：F=700N2:带速：V=2.5m/s3:滚筒直径：D=320mm二、设计任务三、设计工作量1:机械装置总体方案设计，传动零部件设计2机械装置主要零部件装配图3机械设计说明书进度安排起止日期工作内容2010年12月20日方案拟定，电机选择2010年12月22日设计计算2010年12月30日装配图零件图2

3、010年1 月8日修改于装订主要参考资料1 孙桓, 陈作模. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，2001.22 濮良贵, 纪名刚. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计M. 北京：高等教育出版社，1995.4 机械制图、机械设计手册等书籍。指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓 名学 号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设

4、计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉力： F = 700 kN； 2运输带工作速度： v = 2.5 m/s； 3卷筒直径： D = 320 mm； 4使用寿命： 8年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3设计说明书 1份。：设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机

5、构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即初步选定同步转速为1500r/min，1000r/min的电动机，根据任务书得传动比为9-25二、电动机选择1电动机类型和结构型式2电动机容量1) 卷筒轴的输出功率 由表12-1可知，对额定功率为4kw的电动机型号分为Y100L1-4或Y112M-6方案号同步转速满载转速额定功率外伸轴径轴外伸长1150014302.22860210009402.22860通过对上述两钟方案的比较可以看出：方案1选用的电动机转速高，总传动比为9.58满足任务书的要求。故方案1比较合理。2) 电动机输出功率d 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的

6、各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器；闭式圆柱齿轮传动效率；一对滚动轴承效率输送机滚动效率估算传动系统的总效率为：式子中：= =0.99= 所以：=0.8204故 3电动机额定功率由1表20-1选取电动机额定功率4电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围，则。选定电动机的型号为Y132S2-2。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y100L1-42.21KW1430r/min2.22.35、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、因为总传动比为9.58（符合24<<34）2)、分配传动

7、比 二级减速器中：高速级齿轮传动比i低速级齿轮传动比三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为：2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即3各轴输入转矩T(Nm)将计算结果汇总列表备用。项目电动机高速轴中间轴低速轴N转速（r/min21149.25P 功率（kW）2.22.1782.07041.9681转矩T(Nm)14.6914.545448.794125.93i传动比13.532.722、齿轮传动设计 选择斜齿圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速

8、器采用闭式软齿面计算说明(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮=24，则=，=243.529=84.7，取=84并初步选定14°确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.433c.由图10-26查得=0.78, ,则d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软

9、齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPah.由式10-13计算应力循环次数i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.82 =0.87 =/S=492Mpa= /S=487.5 Mpa=(+)/2=485.25 Mpa=32.043）、计算（1）计算圆周速度:V=n1/60000=2.40m/s （2)计算齿宽B及模数B=d=1X32.04mm=32.04mm=cos/=1.29mmH=2.25=2.905mmB/H=32.04/2.905=11.029（3）、计算纵向重合度=0.

10、318dtan=1.904（4）、计算载荷系数由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故载荷系数（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010a 得 =32.726（6）、计算模数 = Cos/Z1=1.32mm4）、按齿根弯曲强度设计由式10-17(1)、计算载荷系数:(2)、根据纵向重合度=1.904,从图10-28查得螺旋角影响系数(3)、计算当量齿数齿形系数 ，（4）、由1图10-5查得由表10-5 查得由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.81,=0.84计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得

11、:=/S=289.29 MPa=/S=300 MPa（5）、计算大小齿轮的，并比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。（6）、计算法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=32.726mm来计算应有的数,于是有:取1.25mm；（7）、则，故取=25.则=88.25，取（8）、计算中心距 取a1=116mm（9）、确定螺旋角 （10）、计算大小齿轮分度圆直径:=（11）、确定齿宽 取5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),7 级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理

12、HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS2）、取小齿轮=24，则=*=24*2.72= 65. 28 取=66，初步选定14°3）、按齿面接触强度计算: 确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系=2.433.c.由图10-26查得则d.计算小齿轮的转矩: 确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮

13、接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPah.由式10-13计算应力循环系数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.88 =0.92 =/S=0.88*600=528Mpa= /S=0.92*550=506Mpa=(+)/2=517 Mpa4）、计算1,试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得mm=42.26mm (1)、圆周速度:V=n1/60000=42.26*3.14*405.21/60000=0.89m/s（2）、计算齿宽b及模数B=d=1X42.26=42.26mm=cos/ =1.71mmH=2.25=3.85mmb/h=42.26/3.85=10.98(3)、计算纵向重合度=0

14、.318dZ1tan=1.903根据纵向重合度，从图10-28查的螺旋角影响系数a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故 载荷系数 K=1*1.08*1.2*1.36=1.76 （4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 =43.98mm（5）计算模数= cos/=1.78mm5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17a上式中b根据纵向重合度=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.875c计算当量齿数齿形系数 ， 由1表10-5查得由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.86,=0.89d计算弯曲

15、疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPa由表10-5查的e比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。f法向模数=1.85mm对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=43.98mm来计算应有的数,于是有:取2.0mm .则取值为57g中心距 取a1=81mmh确定螺旋角 i计算大小齿轮分度圆直径:=J 齿宽 取4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定将齿轮计算数据进行总结如图所示：齿轮分度圆直径宽度齿数模数螺旋角中心距132.084025 1.25 13.0691162112.933588343.525021

16、215.14814118.134557五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。有公式：第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径高速轴为输入轴，因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大10%，=14.5794mm。由机械设计手册表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取=20mm高速轴工作简图如图(a)所示首先确定个段直径A段：=20mm 有最小直径算出）B段：=25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm的C段：=30mm，与轴

17、承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径D段：=32mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mmE段：=32.08mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，全高为34.58取35mmG段， =30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径F段：=33mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm第二、确定各段轴的长度A段：=1.6*20=32mm,圆整取=30mmB段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：=30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24） =B+3+2=16+10+2=28mmG段：=30mm, 与轴承（

18、圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度F段：，=2-2=10-2=8mmE段：，齿轮的齿宽轴总长L=244mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=128mm，2、轴的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大5%，=18.084mm。根据减速器的结构，考虑相同的轴承减少安装难度，并且后面轴径要求较大以及与相配合轴承内径故取=30mm初选角接触球轴承7206C轴的设计图如下：首先，确定各段的直径A段:=30mm,与轴承（角接触球轴承7206C）配合F段：=30mm，与轴承（角接触球

19、轴承7206C）配合E段：=35mm，非定位轴肩B段：=37mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C段：=43.53mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：=37mm, 定位轴肩然后确定各段距离：A段： =30mm, 考虑轴承（角接触球轴承7206C）宽度与挡油盘的长度B段：=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：=50mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：=33mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）F段：=31mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：=8mm,由轴得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=128mm减去已知长度 得出3、轴的设计计算输入功率P=1.9681K

20、W,转速n =149.258r/min,T=125.93N*m轴的材料选用40Cr（调质），可由表4-2查得C=90所以轴的直径: =21.26mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大10%，=23.386mm。由表16-4(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为HL2轴孔的直径=25mm长度L=62mm轴设计图 如下：首先，确定各轴段直径A段: =30mm, 与轴承（角接触球轴承7206C）配合C段: =40mm,定位轴肩。D段: =37mm, 非定位轴肩。E段: =30mm, 与轴承（角接触球轴承7206C）配合G段: =24mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =32mm,由

21、轴承长度，3，2，挡油盘尺寸B段: =43mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装C段: =8mm, 轴环宽度，取圆整值根据轴承（角接触球轴承7206C）宽度需要D段: =55mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段: =22mm, 由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸F段: =32mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段: =52mm,联轴器孔长度轴的校核计算, 第一根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在齿轮处 求轴上的转矩 ：轴材料选用40Cr 查手册对于轴的计算取安全系数S=2.5，则=216MPa按第

22、三强度理论进行校核，则有公式的：所以选轴符合要求！第二根轴求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：由材料力学知识可求得支座反力： 求相应弯矩转矩合成弯矩+方向弯矩方向求矩：求扭矩：所以得危险截面在C处 符合强度条件!第三根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮齿向是右旋，受力如图：由材料力学知识可求得求支座反力 由图可知,危险截面在C右边求特定弯矩：轴材料选用40Cr与上两次轴选材相同所以也符合强度要求六、滚动轴承的选择及计算1.轴轴承 型号为7206C的角接触球轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p151) 7206C的角接触球轴承的基本额定动载荷Cr=17.

23、8KN,基本额定静载荷Cor=12.8KW，因为所以取值e=0.38，Y=1.47两轴承派生轴向力为：因为所以左端轴承被放松，只受其派生轴向力即 =、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， 所以取3）校核轴承寿命按一年360个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p151) 7206C的角接触球轴承的基本额定动载荷Cr=17.8KN,基本额定静载荷Cor=12.8KW，因为所以取值e=0.38，Y=1.47因为左端轴承压紧，右端轴承放松2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， N所以取3）校核轴承

24、寿命按一年360个工作日,每天2班制.寿命1.06年.故所选轴承不适用。所以从新选择相配合的轴承初选30206圆锥滚子轴承因为查表得Y=1.47 所以一轴被压紧二轴放松，=1112.8N，=706.8N对E取值为0.37，所以取P=P1=2220.08N校核轴承寿命：两班工作制，一年360工作日，则轴承寿命为15.6年足以满足寿命要求2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p151) 7206C的角接触球轴承的基本额定动载荷Cr=17.8KN,基本额定静载荷Cor=12.8KW，因为所以取值e=0.38，Y=1.47两轴承派生轴向力为： 因为所以，左端轴承放松，右端轴

25、承压紧2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， 所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命10年.故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算首先校核联轴器上两键1轴上与带轮相联处键的校核根据所选电动机特点确定键的大小，K=0.5*H=4mmL=40mmD=24mm键A10×28，b×h×L=4×40×24 单键键联接的组成零件均为钢，满足设计要求1轴上联轴器处键的校核：键 A6×6，b×h×L=6×6×28 单键键长取为28mm键联接的组成零件均为钢，P=40满足设计

26、要求32轴处齿轮的键校核采用键A，b×h×L=10×8×33 单键满足设计要求2）3轴齿轮连接处采用A型键A 单键满足设计要求工作轴四上的键校核1：根据所选联轴器选择键的大小利用公式得：满足要求，合格八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下：（1）判断危险截面在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受

27、的应力条件是一样的，所以只需校核E段左右截面即可。（2）.截面右侧：抗弯截面系数抗扭截面系数左截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得：截面上理论应力系数按附表3-2查取。因经查之为：；又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：皱眉经过表面硬化处理，即，则按式（3-12）及（3-12a）得到综合系数为：；有附图3-2的尺寸系数由附图3-3的扭转尺寸系数为轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数则界面安全系数：故可知道其右端面安全；同理

28、可知：E段左端面校核为：抗弯截面系数抗扭截面系数截面IV上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力由表15-1查得：又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；有附表3-8用插值法查得：轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数则界面安全系数：故E段左端截面的左端面都安全！九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表A值为中心距计算中取值为116mm名称符号减速器及其形式关系箱座壁厚0.03a+3mm=6.48mm,取8mm箱盖壁厚6.480.85=5.5mm<8mm,取8 mm箱座凸缘厚度b1.5=12mm箱盖凸缘厚度1.5=12mm箱座底凸缘厚度2.5=20mm箱座箱盖肋板厚M m0.85,取7 mm地脚螺钉直径和数目，na<350mm,n=4, =16mm轴承旁连接螺栓直d10.75df=12mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=89.6mm取8mm连接螺栓d2的间距l150200mm取