机械设计课程设计带式输送机传动装置说明书.doc

(完整word版)机械设计课程设计带式输送机传动装置说明书

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课程名称：机械设计基础

设计日期：2011年12月19日
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
输送带速度v/(m/s)
1.4
滚筒直径D/mm
360
2、工作条件与技术要求
1）输送带速度允许误差为：xx%；
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：

1、结构特点：
1）外传动机构为带传动；
2）减速器为一级齿轮传动。
2、该方案优缺点：
优点： 适用于两轴中心距较大的传动；、带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；过载时打滑防止损坏其他零部件；结构简单、成本低廉。
缺点： 传动的外廓尺寸较大；、需张紧装置； 由于打滑，不能保证固定不变的传动比 ；带的寿命较短；传动效率较低。

三、电动机的选择
1.电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，卧式封闭自扇冷式结构，电压380V。
2. 工作机功率PW（KW）

式中Fw=2600N V=1.4m/s ηW是带式输送机的功率，取ηW=0.95
代入上式得
==3.83Kw
电动机的输出功率功率 按下式

式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率
经查表，弹性联轴器 1个，联轴器传动效率=0.99; 滚动轴承 2对，滚动轴承效 率=0.99; 圆柱齿轮闭式 1对，齿轮传动效率=0.97; V带开式传动 1幅 ，η1=0.95; 卷筒轴滑动轴承润滑良好 1对，η5=0.98;
总功率η=η1η5=0.8762
所以电动机所需工作功率为
4.37Kw
考虑1.0~1.3的系数，电动机额定功率Pm= (1.0~1.3) P0
Pm=4.37~5.68 kW，取5.5kW
3.确定电动机转速
按《机械设计课程设计》表2-3推荐的传动比合理范围，一级同轴式圆柱齿轮减速器传动比
而工作机卷筒轴的转速为

所以电动机转速的可选范围为
nm =455.86~1486.2
电动机选型：Y132M1-6 参数如下
额定功率Pm=5.5 kW 电动机转速nm =960
四、计算总传动比及分配各级的传动比

1）总传动比i∑=nm / nw=960/74.31= 12.92
2)总传动比i∑ =i1×i2
试取i1 =3.2，i2=4
五、运动参数及动力参数计算
1、各轴的转速
Ⅰ轴 n1
Ⅱ轴 n2===300
滚筒轴 nw= n2=300
2、各轴转速输入功率
=4.37kw
Ⅰ轴 ==4.33kw
Ⅱ轴 ==4.15 kw
滚筒轴 =4.07kw
3、各轴的输入转矩计算
Ⅰ轴 =
==43.07
Ⅱ轴 T2=
==132.11
工作轴 =
==129.56
电机轴 Tm=
==54.71
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[3]P153表8-9得：kA=1.3 P0=4.37KW
V带传送功率 Pc=KAP0=1.3×4.37=5.681KW
据Pc =5.681KW和n1=960
由课本[3]P154图8-12得：选用B型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[3]课本P145表8-4，取d1=140mm>dmin=125
d2=i带d1(1-ε)=3.2×125×(1-0.02)= 392mm
由[3]课本P145表8-4，取d2=400mm
带速V：V=πd1n1/60×1000
=π×125×960/60×1000
=6.28m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=1.5×（d1+ d2）=810mm
L0=2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0
=2×810+3.14(140+400)+(400-140)2/4×450
=3336.46mm
根据课本[3]表P143（8-5）选取相近的Ld=3550mm
确定中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=810+(3550-3336.46)/2
=916.77mm
(4) 验算小带轮包角
α1=180·-57.3·×(d2-d1)/a
=180·-57.3·×(400-140)/916.77
=163.75·>120·（适用）
（5）确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据d1和n1，查课本[3]P151图8-6得 P0=2.08KW，
由课本[3]式（8 -17）得传动比
i=d2/d1(1-ε)=400/140(1-0.02)=2.92
查[3]表8-8，得Kα=0.95；查[3]表8-3得 KL=1.09，查[3]表8 -7得
△Po =0.3 KW
Z= PC/[(Po+△Po)KαKL]
=5.681/[(2.08+0.3) ×0.95×1.09]
=2.31 (取3根)
(6)计算轴上压力
由课本[3]表8-2，查得q=0.,17kg/m，由课本[3]式（8-32）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[2.5/Ka-1]+qV2
=500x5.681/3x6.28[(2.5/0.95-1)]+0.17x39.4384
=252.69N
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)
=2×3×252.69sin(163.75·/2)
=291.55N

2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[3] 表5-5，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
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
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=4
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 4×20=80 取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φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9550×10×10×10×P1/n1
=9550×10×10×10×4.37/960=43472.4Nm
(4) 根据工作条件，选取载荷系数为K=1.3
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[3] 表5-5，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度240HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为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
由d1≥ [(2KT1/φd)(u+1/u)（ＺEＺH/[σH]）2]1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=4
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 4×20=80 取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φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9550×10×10×10×P1/n1
=9550×10×10×10×4.33/960=43074.48Nm
(4) 根据工作条件，选取载荷系数为K=1.3,标准齿轮ＺH=2.5
(5)由课本[3]表5-7查得材料的影响系数ＺE=188 Mpa1／2
(5)许用接触应力[σH]，由课本[3]图5-28查得：
σHlim1=600Mpa σHlim2=550Mpa
(6)应力循环次数：
按一年300个工作日，每班8h计算，由课本[3]公式(5-16) N=60njLh 计算
N1=60×960×1×2×8×300×5=1.3824×109
N2=N1/i齿=1.3824×109/4=3.456×108
(7)查[3]课本图5-26中曲线1，得 KHN1=1.0 ，KHN2=1.05
(8)接触疲劳许用应力
取安全系数S=1.0，失效率为1%，由[3]课本式5-15得：
[σH]1= KHN1σHlim1/S=600x1/1=600 Mpa
[σH]2= KHN2σHlim2/S=550x1.05/1=577.5Mpa
故得：
(9)计算小齿轮分度直径d1，带入[σH]中较小值
d1≥[(2KT1/φd)(u+1/u)（ＺEＺH/[σH]）2]1/3
=[(2×1.3×43074.48/1.1)(5/4)（2.5×188/577.5）2]1/3
=43.85mm
模数： m=d1/Z1=43.85/20=2.19mm
由课本[3]表5-1，取模数m=2.5mm
d1=m Z1=2.5×20=50mm
(10)校核齿根弯曲疲劳强度
由课本[3]表5-6，差得弯曲疲劳寿命系数和应力修正系数：
YFa1=2.8 YSa1=1.55；YFa2=2.22 YSa2=1.77
由应力循环次数查课本[3]图5-25得弯曲疲劳寿命系数：
KFN1=0.85 KFN2=0.9
由课本[3]图5-27两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为：
σFE1=500 Mpa σFE2=380 Mpa
计算弯曲疲劳强度，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本[3]式5-15得：
[σF]1= KFN1σFE1/S=0.85×500/1.4=303.57 Mpa
[σF]2= KFN2σFE2/S=0.9×380/1.4=244.29 Mpa
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×80mm=200mm
计算圆周力：
F1=2T1/d1=2×43074.48/50=1772.98N
计算轮齿齿根弯曲应力
B=φdd1=1.1×50=55
由课本[3]5-20得：
σF1=(KFt/Bm) YFa1 YSa1
=(1.3×1772.98/55×2.5)×2.8×1.55
=72.75Mpa＜303.57 Mpa
σF2=(KFt/Bm) YFa12YSa1
=(1.3×1772.98/55×2.5)×2.22×1.77
=65.88Mpa＜244.29 Mpa
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(10)齿轮几何参数计算：
P=πm=3.14×2.5=7.85mm
Pb=Pcosa=7.85×cos20°=7.38mm
ha=ha*m=1×2.5=2.5mm
hf= (ha*+c *)m=(1+0.25)×2.5=3.125mm
da1= d1+2ha=50+2×2.5=55mm
da2=d2+2ha=200+2×2.5=205mm
df1 =d1-2hf=50-2×3.125=43.75mm
df2 =d2-2hf=200-2×3.125=193.75mm
a=m(z1+z2)/2= 2.5×(20+80)/2=125mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πn1d1/60×1000=3.14×960×50/60×1000=2.512m/s
V＜6m/s，故取8级精度合适．

七、减速器轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[3]表11-1可知得
σb=650Mpa, σs=360Mpa, [σ-1]b=60Mpa
查[3]表11-3，取C=126，由式11-2得：
d≥C(P/n)1/3=126×(4.15/300)1、3=30.25mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，应将该轴断直径增大3%，即d=30.25×1.03=31.2mmm，取标准直径得d=35mm
齿轮所受的转矩：
T=9.55×106P/n=9.55×106×4.15/300=132108Nmm
2、齿轮作用力
求圆周力：
Ft=2T2/ d2=2×132108/200=1321.08N
求径向力：
Fr=Fttanα=1321.08×tan20。=480.83N
3、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
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。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，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
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4) 选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段： d1=35mm 长度取L150mm
II段： d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为5×9=45mm,宽度为19mm.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+19+55）=96mm
III段： d3=45mm L3=L1-2=50-2=48mm
Ⅳ段： d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即
L4=20mm
Ⅴ段： d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d=200mm
②求转矩：已知T=132.11
③求圆周力：
Ft=2T/d=2×132.11/200=1.32N
④求径向力Fr
Fr=Fttanα=1.32×tan200=0.48N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm
主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,
查[2]表13-6可知：
[σb+1]=215Mpa [σ0]=102Mpa, [σ-1]=60Mpa
2、按扭转强估算轴的最小直径
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：d≥C (P/n)1/3
查[2]表13-5可得，45钢取C=126
则d≥126×(4.33/960)1/3mm=20.81m
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×4.33/960=43074N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×43074/50N=1723N
径向力：Fr=Fttan200=1723×tan200=627N
确定轴上零件的位置与固定方式
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，
4.确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d=50mm
②求转矩：已知T=43.07Nm
③求圆周力Ft：
Ft=2T/d=2×43.07/50=1.72N
④求径向力Fr：
Fr=Fttanα=1.72×tan200=0.63N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
八、减速器滚动轴承的选择及寿命计算 从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
Lh=5×300×2×8=24000h
由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷Cr=31500N, 基本静载荷COr=20500N
（1）已知n2=300 r/min
两轴承径向反力：Fr1=Fr2=Fr=Fttan200=2T/d tan200=1748.5N
根据课本[2]P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63Fr则FS1=FS2=0.63Fr1=0.63x1748.5=1101.555N
(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=Fa2=FS2=1101.6N
(3)求系数x、y
Fa1/Fr1=1101.6/1748.5=0.96
Fa2/Fr2=1101.6/1748.5=0.96
Fa1/COr=1101.6/20500=0.054
根据课本[3]表（12-6）得e=0.26
Fa1/Fr1 ＞e，查表12-6，可得
X=0.56 Y=1.71
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本[3]12-7,取fp=1.5，由式12-7得
P=fP(XFr+YFa)
=1.5×(0.56×1748.5+1.71×1101.6)
=4294.3N
(5)轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3 由课本[12-6]表得fT=1
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本 [3]12-3式得
LH=106(fTCr/P)ε/60n
=106(1×31500/4294)3/60X300
=219311 h >48000h
∴预期寿命足够

主动轴上的轴承选择
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷Cr=19500N本静载荷COr=11150N
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×2×8=48000h
（1）已知n1=960(r/min)
两轴承径向反力：Fr1=Fr2= Fr=Fttan200=2T/d tan20=1045.18
根据课本[1]（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63Fr1=0.63x1045.18=658.46N
(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= Fa2=FS2=658.46 N
(3)求系数X、Y
Fa1/Fr1=658.46/1045.18=0.63
Fa2/Fr2=658.46/1045.18=0.63
Fa1/COr =658.46/11150=0.06
根据课本[3]表（12-6）得e=0.26
Fa1/Fr1＞e Fa2/Fr2＞e
查表12-6，可得
X=0.56 Y=1.71
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本[3]12-7,取fp=1.5，由式12-7得
P= fP(XFr+YFa)
=1.5×(0.56×1045.18﹢1.71×658.46)
=2566.9N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=2566.9N
∵深沟球轴承ε=3 由课本 [3]12-5表得fT=1
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本[12-3]式得
LH=106(fTCr/P)ε/60n
=106(1×19500/2566.9)3/60X960
=219311>48000h

∴预期寿命足够

九、键联接的选择及计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2T2/d=2×132108/200=1321.08N
挤压强度：σP=2T/dkl=2×132108/200×9/2×31
=9.47 MPa<100~120MPa
因此挤压强度足够
十、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十一、设计小结

十二、参考资料目录
[3] 《机械设计基础》，机械工业出版社 马秋生主编 2011年1月第1版第四次印

十三、附录（零件及装配图）

=3.83Kw

总效率

电电机所需工作功率 4.37Kw

电机的额定功率
Pm=5.5kW

电机型号为：
Y132M1-6

电动机转速
nm =960r/min

=12.92

初选
i带=i1=3.2，
i齿轮=i2=4

n1
n2=300
nw=n2=300

=4.37kw
P1=4.33kw
P2=4.15 kw
PW=4.07kw

=43.07

T2=132.11

=129.56

Tm=54.71

Pc =5.681KW

d1=140mm

d2=400mm

V=6.28m/s

a0=810mm

L0=3336.46mm

a=916.77mm

α1=163.75·

P0=2.08KW

传动比i=2.92

△Po =0.3 KW

Z取3根

F0=252.69N

FQ=291.55N

Z1=20
Z2=80

T1=43074.48Nm

N1=1.3824×109
N2=3.456×108

d1≥43.85mm

m=2.5mm

d1=50mm
d2=200mm

F1=1772.98N

σF1=72.75Mpa

σF2=65.88Mpa

V=2.512m/s

d=35mm

Ft=3.09N

Fr==1.12N

T==132108N

Ft=1321.08N

Fr=480.83N

L2==96mm

Ft=1.32N

FAY=0.24N
FAZ=0.66N

MC1=11.52Nm
MC2=31.68Nm

MC==21.6Nm

Mec=26421.6Nmm

σe=2.89MPa

d=22mm

T==43074Nmm

Ft=1723N
Fr=627N

Ft=1.72N

Fr=0.63N

FAX=FBY=0.315N
FAZ=FBZ=0.86N

MC1=15.75Nm

MC2==43Nm

MC=29.375Nm

Mec=17229.65Nm

σe=6.38Mpa

Lh=24000h

Fr1=Fr2=1748.5N

Fa1=Fa2=1101.6N

P=4294.3N

LH==219311h

Fr1=Fr2=1045.18

Fa1=Fa2=658.46 N

P=2566.9N

LH==219311h