带式输送机设计说明书.doc

《带式输送机设计说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式输送机设计说明书.doc（38页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流带式输送机设计说明书.精品文档.（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

2、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. . 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

3、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2010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

4、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

5、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

6、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

7、配传动比1）、因为总传动比为9.58（符合2434）2)、分配传动比 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/min）14301430105.21149.25P 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

8、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.

9、由图10-2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=32.04/2.9

10、05=11.029（3）、计算纵向重合度=0.318dtan=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

11、疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/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

12、10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 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143）、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

13、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

14、(3)、计算纵向重合度=0.318dZ1tan=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.

15、86,=0.89d计算弯曲疲劳应力: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 13.0691162112.933

16、588343.525021215.14814118.134557五、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25m

17、m的C段：=30mm，与轴承（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

18、段：=30mm, 与轴承（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D段：=52mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=52mm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

19、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：=

20、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=1.9681KW,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B段: =35mm,非定位轴肩,h取5mmC段: =40mm,定位轴肩。D段:

21、 =37mm, 非定位轴肩。E段: =30mm, 与轴承（角接触球轴承7206C）配合F段: =25mm,按照齿轮的安装尺寸确定G段: =24mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =32mm,由轴承长度，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

22、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

23、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=17.8KN,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

24、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 (

25、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A1028，bhL=44024 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

26、A66，bhL=6628 单键键长取为28mm键联接的组成零件均为钢，P=40满足设计要求32轴处齿轮的键校核采用键A，bhL=10833 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e2m 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

27、是由于齿轮和轴是同一种材料所受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

28、；同理可知：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=5.5mm8mm,取8 mm箱座凸缘厚度b1.5=12mm箱盖凸缘

29、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，na350mm,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180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=7.018.76mm取M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=5.267.01mm取M6定位销直径d(0.70.8)df=12.2714.02mm取M12df、d2、d3至外机壁距离c1d1、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1R1=C2=20

30、凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=44内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=52大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=9.6mm取14mm齿轮端面与内机壁距离2=8mm取10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁连接螺栓距离ssD22、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。

31、十一心得体会略 自己写十二参考资料目录1 朱理主编. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第7版2 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版3 刘扬主编. 机械设计课程设计指导书M北京交通大学出版社，4 左宗义，冯开平主编 画法几何与机械制图M广州：华南理工大学出版社，2001年9月第1版5 刘锋，禹奇才主编. 工程力学材料力学部分M. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版6 禹奇才,张亚芳，刘锋主编. 工程力学理论力学部分M. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版=24.29=4.12=2.95V=19.0m/s=250mm=500mm=1600mm166V带取2根.=190.0N=754NV=3.26m/s=1.704K=2.001=46.222mma1=116mm=V=1.21m/sK=1.9602.5mm a1=138mm=69.64mm=206.36mm=20mmL=290mmS=174mm=30mm=45mm=14.49MPa =5.98MPa =19.77MPa