机械设计课程设计——带式运输机.doc

目录目录1第一章 课程设计题目51.1 设计带式运输机51.2 运动简图51.3 原始设计数据51.4 工作条件5第二章 总体设计72.1 电动机的选择。72.1.1 电动机型号选择：72.1.2 工作所需功率：72.1.3 电动机所需功率：72.1.4 电动机转速的选择：72.2 传动比分配82.3 传动装置的运动和动力参数82.3.1 各轴的转速计算82.3.2 各轴输出功率计算82.3.3 各轴输入转矩计算9第三章 传动零件设计103.1 V带的设计与计算103.1.1 确定计算功率Pca103.1.2 选择V带的带型103.1.3 确定带轮的基准直径dd1103.1.4 验算带速v103.1.5 计算大带轮的直径103.1.6 确定V带的中心距a和基准长度Ld103.1.7 计算V带根数Z113.1.8 计算单根V带的初拉力的最小值。113.1.9 计算轴压力Fp113.1.10 带轮设计113.1.11 V带传动的主要参数113.2 高速级齿轮传动设计123.2.1 选定高速齿轮类型，精度等级，材料及齿数123.2.2 按齿面接触强度设计123.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计143.2.4 几何尺寸的计算153.2.5 修正计算结果163.2.6 高速级齿轮的参数173.2.7 高速大齿轮结构参数173.3 低速级齿轮传动设计183.3.1 选定低速级齿轮类型，精度等级，材料及齿数183.3.2 按齿面接触疲劳强度设计183.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计203.3.4 几何尺寸的计算213.3.5 修正计算结果223.3.6 低速级齿轮的参数233.3.7 低速大齿轮结构参数23第四章 轴的设计254.1 轴的材料选择和最小直径估算。254.1.1 高速轴：254.1.2 中间轴：254.1.3 低速轴：254.2轴的结构设计254.2.1 高速轴254.2.2 中间轴264.2.3 低速轴264.2.4 细部机构设计27第五章 轴的校核285.1 中间轴上作用力的计算285.2 支反力的计算285.2.1 垂直面受力295.2.2 水平支反力295.2.3 垂直平面内转矩295.2.4 计算、绘制水平面弯矩图：29第六章 键的选择和校核316.1 高速轴大带轮处键的校核316.2 中间轴键的校核316.2.1 高速级大齿轮处键316.2.2 低速级小齿轮处键316.3 低速轴键校核326.3.1 低速级大齿轮处键326.3.2 低速轴联轴器处键32第七章 滚动轴承的选择和校核337.1 高速轴的轴承校核337.1.1 轴承受力图如图337.2.2 计算当量动载荷337.2.3 验算轴承的寿命337.2 中间轴的轴承校核347.2.1 轴承受力图347.2.2 计算当量动载荷347.2.3 验算轴承的寿命347.3 低速轴的轴承校核357.3.1 轴承受力图如图357.3.2 计算当量动载荷357.3.3 验算轴承的寿命35第八章 联轴器的选择与校核368.1 联轴器的选择368.2 校核联轴器36第九 章箱体设计37第十章 润滑、密封的设计3810.1 润滑3810.2 密封38第十一章 总结39参考文献40第一章 课程设计题目1.1 设计带式运输机 采用二级直齿减速器。1.2 运动简图 图1-11.3 原始设计数据表1-1题 号参 数12345678910运输带工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56运输带工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滚筒直径D（mm）400450400400400450450450450450每日工作时数T（h）16161616161616161616使用折旧期（y）8888888888 根据学号选取第组数据。1.4 工作条件 （1）、工作情况：传动不逆转，载荷平稳允许运输带速度误差为5%； （2）、滚筒效率：j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； （3）、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35C； （4）、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； （5）、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； （6）、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。第二章 总体设计2.1 电动机的选择。2.1.1 电动机型号选择： 根据动力源和工作条件，选用Y型三相异步电动机。2.1.2 工作所需功率：2.1.3 电动机所需功率： 通过查机械设计课程设计手册表1-7确定各级传动的机械效率，V带，8级精度齿轮，联轴器，轴承。 总效率 故电动机所需 由表课程设计手册12-1选取电动机额定功率为11kw。2.1.4 电动机转速的选择： 电动机常用转速1000r/min，1500r/min和3000r/min 滚筒的工作转速 D为滚筒直径。 总传动比，其中为电动机满载转速。由表课程设计手册12-1查得相关数据得出下表2-1表2-1方案电动机型号额定功率 /kw同步转速r/min满载转速r/min传动比AY160L-611100097010.687BY160M-4111500146016.085CY160M1-2113000293032.285 由课程设计手册表1推荐传动比合理范围。 取V带转动比i1=24，二级圆柱直齿减速器传动比i2=840。则总传动比合理范围Id=16160。为了合理分配传动比及传动装置结构紧凑故选用方案C。2.1.5 电动机的型号确定 根据电动机的功率和转速选用电动机型号Y160M1-2，由表课程设计手册12-9电动机中心高H=160mm外伸轴直径D=48mm，外伸轴长度E=110mm。2.2 传动比分配 根据选择的电动机型号可知总传动比Ia=32.285 选择V带传动比i1=2.5 减速器的传动比 高速齿轮传动比 低速齿轮传动比2.3 传动装置的运动和动力参数2.3.1 各轴的转速计算nm=2930r/min2.3.2 各轴输出功率计算 2.2.3 各轴输入转矩计算 各轴运动及动力参数如下表2-2表2-2轴号转速r/min功率kw转矩传动比029308.6828.291111728.33367.9012.52286.0638.002267.1404.097390.7647.684808.4943.152490.7647.531792.3961第三章 传动零件设计3.1 V带的设计与计算3.1.1 确定计算功率Pca 查表机械设计8-7，取工作情况系数KA=1.2 则Pca=KAPd=1.28.68kw=10.416kw3.1.2 选择V带的带型 由Pca=10.416kw nm=2930r/min选用B型V带。3.1.3 确定带轮的基准直径dd1 由表8-6，8-8取小带轮的基准直径dd1=1253.1.4 验算带速v 按公式验算速度 因为5m/svd，所以该轴是安全的。 弯矩及轴的受力分析图如下： 图5-2第六章 键的选择和校核根据上面细部机构设计 查机械设计课程设计手册表4-1 (GB 1096-79)得： 高速级大带轮处键 bhL=8750 (t=4.0,r=0.2) 高速级大齿轮处键 bhL=14940 (t=5.5,r=0.3) 低速级小齿轮处键 bhL=149100 (t=5.5,r=0.3) 低速级大齿轮处键 bhL=221490 (t=9.0,r=0.5) 低速轴外伸轴段 bhL=1610125 (t=6.0,r=0.3) 均采用A型键。6.1 高速轴大带轮处键的校核。 键的工作长度l=L-b=50-8=42mm 键的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm 传递的转矩T=T1=67.901 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故高速轴上的键强度足够。6.2 中间轴键的校核。 6.2.1 高速级大齿轮处键 键的工作长度l=L-b=40-14=26mm 键的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm 传递的转矩T=T2=267.140 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故高速级大齿轮处键强度足够。6.2.2 低速级小齿轮处键 键的工作长度l=L-b=100-14=86mm 键的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm 传递的转矩T=T2=267.140 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故低速级小齿轮处键强度足够。6.3 低速轴键校核6.3.1 低速级大齿轮处键 键的工作长度l=L-b=90-22=68mm 键的接触高度k=0.5h=0.514=7mm 传递的转矩T=T3=808.494 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故低速级大齿轮处键强度足够。6.3.2 低速轴联轴器处键 bhL=1610125 (t=6.0,r=0.3) 键的工作长度l=L-b=125-16=109mm 键的接触高度k=0.5h=0.510=5mm 传递的转矩T=T3=808.494 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故低速级联轴器处键强度足够。第七章 滚动轴承的选择和校核根据上面细部结构设计 根据各轴的实际安装情况选取滚动轴承（GB/T 276-94）如下： 高速轴：滚动轴承选取 6306：dDB=307219 Cr=27.0kN C0r=15.2kN 中间轴：滚动轴承选取 6307：dDB=358021 Cr=33.2kN C0r=19.2kN 低速轴：滚动轴承选取 6313：dDB=6514033 Cr=93.8kN C0r=60.5kN 均采用过度配合。7.1 高速轴的轴承校核 7.1.1 轴承受力图如图7-1 经过计算得： F1=557.34N F2=1754.94N图7-17.1.2 计算当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击）由表13-6查得载荷 系数7.1.3 验算轴承的寿命 因为P2P1 所以，只需验算轴承2，根据四年一大修的要求，故决定 轴承预期寿命为4年。 查表13-4 取温度系数，由机械设计319页查得 故此轴承寿命复合设计要求。7.2 中间轴的轴承校核 7.2.1 轴承受力图 如图：7-2 经过计算得： F3=1572.46NF4=4141.35N 图7-27.2.2 计算当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击）由表13-6查得载荷 系数7.2.3 验算轴承的寿命 因为P4P3 所以，只需验算轴承4，根据四年一大修的要求，故决定轴承预期寿命为4年。