机械课程设计--带式传输机的设计

1、机械基础课程设计计算说明书设计题目：带式传输机的设计学 院： 材料科学与工程学院 专 业： 无机非金属材料工程 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 2013年12月 设计任务书设计带式运输机传动装置。三班制工作，使用期限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为带速度的5%。原始数据如下表：题号6带的圆周力F（N）750运输带速度V(m/s)2滚筒直径D（mm）300设计任务要求：1、 减速器装配图一张（A0图纸）2、 输出轴和齿轮零件图纸各一张（A2图纸）3、 设计说明书一份目录一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、

2、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.12七、滚动轴承的选择及校核计算.19八、键联接的选择及计算.22九、联轴器的选择.十、设计小结.十一、参考文献.计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：使用年限10年，工作为三班工作制，载荷平稳。（2） 原始数据：带的圆周力F=900N； 带速V=1.8m/s；滚筒直径D=280mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒×

3、92×××=0.867(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=750×2/1000×0.867=KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000××300r/min 按指导书p5表2-1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=35。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（620）×159.2=955.23184r/min符合这一范围的同步转 1000 、1

4、500和3000r/min。根据容量和转速，由有关指导书查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较适合，则选n=1500r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-4。其主要性能：额定功率：4KW；满载转速1440r/min；额定转矩2.2；质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒2、分配各级传动比（1） 据指导书，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=35合理）（2） i总=i齿轮×

5、;I带i带=i总/i齿轮/4=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1440（r/min）nII=nI/i带=(r/min)nIII=nII/i齿轮=/4=(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作KWPII=PI×带×0.96=KWPIII=PII×轴承×齿轮×9×7 =KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI×106PI/nI×106×/1440=11473.3 N·mmTII×106PII/nII×106×/

6、 =N·mmTIII×106PIII/nIII×106×/ =95680.0 N·mm五、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p244表15-7得：kAPC=KA×4=KW由课本p234表15-4得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本得，推荐的小带轮基准直径为75100mm 则取dd1=100mm>dmin=75 dd2=n1/n2·dd1=1440×100/=mm由课本P242表15-4，取dd2=224mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1

7、440×100/224 =r/min转速误差为：n2-n2/n2=-/ =<0.05(允许)带速V：V=dd1n1/60×1000=×100×1440/60×1000 =m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本P245式（15-23）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+224)a02×(100+224) mma0648mm 由课本P245式（15-24）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×600+1.57(10

8、0+224)+(224-100)2/4×600 =mm根据课本P235表（15-2）取Ld=1800mm根据课本P246式（15-24）得：aa0+(Ld-L0)/2=600+(1800-1715.1)/2 =600- =mm(4)验算小带轮包角1=1800-(dd2-dd1)/a×0 =1800-(224-100)/×0=1800-0 =0>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P242表（15-4）P1KW根据课本P243表（15-5）P0=0.17KW根据课本P243表（15-6）K=0.98根据课本P235表（15-2）KL= 由课本P246式（

9、15-25）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =/(7) ×8× =(6)计算轴上压力由课本查得q=0.1kg/m，由式(15-26)单根V带的初拉力：F0=(500PC/ZV)（2.5/K-1）+qV2=500×/(4×7.536) ×8×2N =N则作用在轴承的压力FQ，由课本P247式（15-27）FQ=2ZF0sin1/2=2×4×sin0/2=N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。

10、大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P200表13-2选8级。齿面精糙度Ram (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u±1)/du（ZE/ H）2)1/3 由式（13-5）确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=6由课本P206表13-7取d=0.9 (3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1×106×/1440 =N

11、·mm (4)载荷系数k 由课本P202 表13-3取k=1 (5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P198图13-1查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本式计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60××1×(16×365×8)=1.15×109NL2=NL1/i=1.15×109/6=×108由课本查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1 ZNT2通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=570×0.

12、85=MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=350×=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431×××6×34321/3mm=mm模数：m=d1/Z1=/20=mm根据课本P132表8-6取标准模数：m=mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1×20mm=55mmd2=mZ2×120mm=330mm齿宽：b=dd1×取b=50mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿

13、数Z1=20,Z2=120由表得YFa1=2.80 YSa1YFa2=2.14 YSa2 (8)许用弯曲应力F根据课本式：F= Flim YSTYNT/SF由课本查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa查得：YNT1=0.88 YNT2试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=290×2×=F2=Flim2 YSTYNT2/SF =210×2×将求得的各参数代入式上式F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1××

14、2×20) ××=36.53Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1××2×120) ××< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m(Z1+Z2 (10)计算齿轮的圆周速度VV=d1nII/60××55××1000六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本，查表，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3考虑有键槽，将直径增大5%

15、，则×选d=22mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度取L1=50mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mmd2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴

16、器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由指导书得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由指导书得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由

17、上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=55mm求转矩：已知T2·mm求圆周力：Ft根据课本式得Ft=2T2/d2求径向力Fr根据课本式得Fr=Ft·tan×tan200因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm (1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBYFAZ=FBZ由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAy×·m (3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZ×·m

18、(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/22+14.47)1/2·m (5)绘制扭矩图（如图e）×（P2/n2）×106=48N·m (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/22+(1×48)21/2·m (7)校核危险截面C的强度由式33×413=35.4MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本取c=115dc(P3/n3)

19、1/3=115(3.512/102.4)1/3取d=35mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按

20、弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=330mm求转矩：已知T3=328N·m求圆周力Ft：根据课本式得Ft=2T3/d2=2×328×103求径向力Fr根据课本式得Fr=Ft·tan×两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBYFAZ=FBZ (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAY×·m (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZ×·m (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/222）1/2·m (5)计算

21、当量弯矩：根据课本得=1Mec=MC2+(T)21/22+(1×328)21/2·m (6)校核危险截面C的强度由式×453)=3.65Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命8×365×10=29200小时1、计算输入轴承 （1）已知n两轴承径向反力：FR1=FR2初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本得轴承内部轴向力FSR 则FS1=FS2R1 (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=182.32N FA2=FS2 (3)求

22、系数x、yFA1/FR1FA2/FR2FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2根据课本取f P根据课本得P1=fP(x1FR1+y1FA1×(1×P2=fp(x2FR1+y2FA2×(1× (5)轴承寿命计算P1=P2角接触球轴承=3根据指导书得7206AC型的Cr=23000N由课本得LH=16670/n(ftCr/P)×(1×23000/434.09)3=6057510.8h>29200h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n Fa=0 FR

23、=FAZ试选7207AC型角接触球轴承根据课本得FSR,则FS1=FS2R× (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1 (3)求系数x、yFA1/FR1FA2/FR2FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2根据表取fP根据式得P1=fP(x1FR1+y1FA1×(1×P2=fP(x2FR2+y2FA2×(1× (5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1490.9 =

24、3根据指导书 7207AC型轴承Cr=30500N根据课本 得：ft=1根据课本式得Lh=16670/n(ftCr/P) ×(1×30500/1490.9)3 =1399630.5h>29200h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查指导书得，选用C型平键，得：键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48N·m h=7mm根据课本式得p=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<R(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平

25、键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=328N·m查指导书 选A型平键键10×8 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4×328000/35×8×38 =103.3Mpa<p(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2查指导书 选用A型平键键16×10 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本得p=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<p九、联轴器的选择课本P313页十、设计小结本次课程设计对“单级圆柱减速器的设计”有了一定的了解，通过自己的设计，初步了解了单级圆柱减速器的制作流程，对自己今后的工作给予了很大的帮助，通过该次设计，了解到做什么都要细心点。十一、参考文献1、机械设计基