设计带式输送机的传动装置.pdf

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1、机械设计课程设计机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计一带式输送机传动装置设计题目：设计一带式输送机传动装置目录目录一、设计任务书一、设计任务书3 3二、传动方案拟定二、传动方案拟定3 3三、电动机的选择，传动装置的运动和运动参数计算三、电动机的选择，传动装置的运动和运动参数计算3 3四、传动零件的计算四、传动零件的计算6 6五、轴的设计计算五、轴的设计计算1212六、键连接的设计六、键连接的设计1616七、滚动轴承的设计七、滚动轴承的设计1717八、联轴器的设计八、联轴器的设计1818九、箱体的设计九、箱体的设计1818十、润滑和密封的设计十、润滑和密封的设计1919十一、设计小结十一、设

2、计小结2020十二、参考资料十二、参考资料2020计算项目及容第 1 题：设计一带式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10 年（每年300个日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5%。题号1-A1-B1-C1-D1-E输送带的21.251.51.61.8牵引力F/kN输送带的1.31.81.71.61.5速度v/(m/s)输送带滚180250260240220筒的直径D/mm选择数据：输送带的牵引力 F=2kN输送带的速度 v=1.3m/s输送带滚筒的直径 D=180二、传动方案拟定传动方案拟定方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比

3、要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。654FV3211V带传动2电动机3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5卷筒6运输带三、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数的计算三、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数的计算（一）电动机的选择（一）电动机的选择一、设计任务书一、设计任务书主要结果1、电动机类型和结构的选择：选择 Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机功率的确定：工作机所需工作功率为：PW=FW

4、vW/(1000W)FW：工作机阻力vW：工作机线速度PW=2.708kWP=（20001.3）/（10000.96）=2.708kWW由电动机至工作机的传动总效率为：2总=4式中：分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。取=0.96、=0.98、=0.99、=0.99则：总=0.960.980.990.992=0.913所以电机所需的工作功率：Pd=2.966(kw)Pd=FV/1000总Pm=3kW=(20001.3)/(10000.913)=2.966(kw)电机的额定功率Pm由PmPd选取Pm=3kW3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n4601000V/（D）n4138 r/m

5、in =(6010001.3)/（180）=138 r/min根据课程设计 P.14 表 3-2 推荐的传动比合理围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比围i1=35。取带传动比i2=24。则总传动比理论围为：i620。故电动机转速的可选为 6n420n4即 828n2760则符合这一围的同步转速有：1000 和 1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出两种适用的电动机型号：（如下表）方电动机额定功满载转质量堵载转矩最大转矩案型号率/kW速/kg额定转矩额定转矩/(r/min)Y100L2314302.22.3381-4Y132S-39602.02.06326综合考虑电动机和传动装置的尺寸、

6、重量、价格和带传动、减速器传动比，可第 1 方案比较适合。此选定电动机型号为 Y100L2-4（二）确定传动装置的总传动比和分配级传动比：（二）确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：i=nm/n4=1430/138=10.36总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比i=i1i2（式中i1i2分别为带传动和减速器2、分配各级传动装置传动比：根据课程设计 P.14 表 3-2，取i1=2.8 则i2=3.7（三）确定传动装置的运动和动力设计（三）确定传动装置的运动和动力设计（1）计算各轴的转数：电机轴：n1=nm=143

7、0（r/min）中间轴：n2=n1/i1=1430/2.8=510（r/min）低速轴：n3=n2/i2=510/3.7=138（r/min）滚筒：n4=n3=138（r/min）（2）计算各轴的功率：kW电机轴：Pm1=P中间轴：P2=P1=2.88低速轴：P3=P2=2.79滚筒：P4=P3=2.73式中：分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。(3)计算各轴的输出转矩：Nm9550Pi由Ti=可得：ni电机轴：T1=20.035中间轴:T2=53.929低速轴:T3=193.076电机轴中间轴低速轴滚筒功率/kW32.882.792.73转矩/Nm20.03553.929193.

8、076188.924转速/(r/min)1430510138138传动比 i2.83.71效率0.960.97020.9801的传动比电动机型号：Y100L2-4i=10.36）带轮：i1=2.8齿轮：i2=3.7转速：r/minn1=1430n2=510n3=138n4=138功率：kWP1=3P2=2.88P3=2.79P4=2.73输出转矩：NmT1=20.035T2=53.929T3=193.076T4=188.924四、传动零件的计算（一）V 型带零件设计四、传动零件的计算（一）V 型带零件设计1.计算功率：Pca=KAP=1.23=3.6KwPca=3.6KwA 型带KA-工作情况

9、系数，查表 8-8 取值 1.2 P-电动机的额定功率2.选择带型根据Pca=3.6kW，n=1430,可知选择 A 型；机械设计第八版 157 页由表 86 和表 88 取主动轮基准直径dd1=100则从动轮的直径为dd2=dd1i1=2.8100=280mm,从表 8-8 取dd2=280mm3.验算带的速度根据机械设计式（8-13）计算带速dd1=100dd2=280mm中心矩v ddn1601000=3.141001430/(601000)=7.49m/s带速不宜过高或过低，一般应使v=530 m/s57.4930 故带速合适4、确定普通 V 带的基准长度Ld和传动中心矩a根据 0.7

10、(dd1+dd2)a012001机械设计公式 8-257.确定带的根数 Z由dd1=100 和n1=1430 查表 8-4 得P0=1.306根据n1=1430，i1=2.8 和 A 型带查 8-5P0=0.1684查表 8-6 得K=0.95，查表 8-2 得KL=0.96 Zp(p p)kk00 =l3.60.950.96=2.227(1.3060.1684)取 Z=38.计算预紧力F0 500pvz(2.5k1)qv机械设计公式 8-27 的引用2根数：Z=3机械设计查表 8-3 得 q=0.105（kg/m）F0=5003.62.5(-1)+0.1057.492=137N7.493KF

11、0=137N9.计算作用在轴上的压轴力FP=2zF0sinFP=810N10.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径 dd1=100mm，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式。11.主要设计结论选用 A 型普通 V 带 4 根，带基准长度 1640mm，带轮基准直径dd1=100mm，dd1=100mmdd2=280mm=810N（二）齿轮的设计（二）齿轮的设计dd2=280mmcaca（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2)减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7 级精度（GB10095-88）；(3)选择材料。由表10-1 可选

12、择小齿轮的材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为 45 刚（调质），硬度为 240HBS，二者的材料硬度相差为 40HBS。(4)选小齿轮的齿数为 24，则大齿轮的齿数为 z2=243.7=88.8，取 z2=89（5）按齿面接触强度进行设计22KHtT1u1 ZHZEZ由式d1t3试算小齿轮分度圆直径duH1)选用载荷系数KHt=1.3542)计算小齿轮传递的转矩 T1=95.510 P/n=5.39310 Nmm3)机械设计由表 10-7 选定齿轮的齿宽系数1d4)机械设计由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa25)由图 10-20 查区域系数 Z

13、H=2.51选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；6)由式Z=4计算重合系数Z=0.8723Z=0.8727)由图 10-25d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1=600Mpa=550MPaN1H lim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2=550MPa由机械H lim2设计公式 10-15 得=60n1jLh=605101（1630010）=1.4688109N1=1.46109N2=60n2jLh=601381(1630010)=3.971088）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1由图 10-23 查接触疲劳寿命系数 KHN1=

14、0.9,KHN2=0.95由式 10-14 得N2=3.971081aH1KHN1lim1SKHN2=540Mpa540MpaH 1H2lim2S=522.5Mpa试算小齿轮分度圆的直径d1t，带入 中较小的值HpaH 2522.5M2KHtT1u1 ZHZEZd1t=3duH2.调整小齿轮分度圆直径=70.438mm2d1t=70.438mmd1=77.027mm(1)计算圆周的速度VV d1tn1601000=1.88m/s(2)计算齿宽 bb dd1t=170.438mm=70.438mm(3)计算实际载荷系数。根据 V=1.88m/s;7 级精度，由图 10-8 可查得动载系数k查表

15、10-3 得齿间载荷分配系数KH=1.2由表 10-4 用插值法得KH=1.316由表 10-2 可得使用系数k故载荷系数K KAAv=1.08=1HKVKKH=11.081.21.316=1.703.按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。d1 d1t3KHK=70.4383Ht1.7mm=77.027mm1.34.计算模数 m。m dz11=3.2mm;5.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式m 32KT1z1d2(Y Y)F（1）确定公式各计算数值1)查图 10-24c 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限Flim2=380 Mpa2）查表可得弯曲

16、疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式可得F 1 KF 2FN1Flim1SFN2FE2=303.57 MPa303.57F 1KS=238.86 MPaMPa4)由图 10-17 查取齿形系数。查得YFa12.65YFa22.25）由图 10-18 查取应力校正系数。查表可得YSa1=1.58YSa2=1.79MPaF 2238.86Y YFa6)计算大，小齿轮的YFSa并加以比较。F1Fa1Y=0.0138Y F2Fa2YSa2=0.0165大齿轮的数值大。（2）试算模数1)由公式mt32KFtT1Ydz12YFa

17、Ysa=1.402Fmt=1.4022）计算实际载荷系数KFFaSaSa1 由图 10-8 查得KV=1.04查表 10-3 得KF=1.2插图 10-13 得KF=1.27则动载系数载荷为KF=KAKVKFKF=11.041.21.27=1.5853)由式m 3KF可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 m=1.498KFt对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数 1.498 并就近圆整为标准值 m=

18、1.5，按接触强度计算得的分度圆直径ddm1=77.027mm，算出小齿轮数Z1=51.35,取 52=523.7=192.4,取 193。z1，z2互质。大齿轮的齿数Z齿轮模数：m=1.4982综上所述，这样设计出的齿轮传动比稳定，不仅满足了齿面接触疲劳强度，而且满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，提高了效率，有效减少各种失效，再者避免了浪费，故设计这种齿轮。7.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=521.5=78mmd2=z2m=1931.5=289.5mmz1=52z2=193d1=78mmd2=289.5mm(2)计算中心距a d1d22=183.75(3）计算齿轮的宽

19、度b dd178mma 183.751考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b 和节省材料，一般将小齿轮b2=78mm。略加宽（510）mm，即取b1=88mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，8.主要设计结论齿数z1=52，z2=193，模数m=1.5，压力角=20，中心距a=183.75mm，b1=88mm齿宽b1=88mm，齿宽b2=78mm。b2=78mm六六轴的设计及计算轴的设计及计算（一）高速轴的设计及计算1.已知高速轴的转速n2=510r/min,转矩T2=53929Nmm,输入功率P2=2.88kW2.作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径d1=z1m=521.5=78mm2T

20、2=1382NFt=d1Fr=Fttann=503NFt圆周力Fr径向力3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。查机械设计表 15-3 取A0=112则根据公式PdminA032=19.94mmn2dmin=19.94mm所求最小直径应为受扭部的最细处，即装带轮处的轴径，该处有一键槽，且轴的直径小于 100mm，故轴径应增大 7%，即：d=1.0719.94=21.3358，取标准值 d=22mm；4.轴的结构设计d=22mm（1）第一段轴d1=22mm,L1=50mmd1=22mm(2)第二段轴考虑轴间定位，以及密封圈选型：毡圈 25径 d=25mm考虑轴承盖的宽度以及距

21、轴承的距离。故第二段轴d2=25mmL2=43mm(3)第三段轴，非定位轴肩自由确定，即可错误!未指定书签。错误!未指定书签。轴承选型：型号:7206C基本尺寸/mm|d:30基本尺寸/mm|:62基本尺寸/mm|B:16安装尺寸/mm|da(min):36安装尺寸/mm|Da(max):56考虑到甩油环的宽度故d3=30mmL3=30mm（4）第四段轴非定位轴肩自由确定,错误!未指定书签。错误!未指定书签。d4d3即可。宽度可以看情况而定。故d4=35mmL4=6.5mm（5）第五段轴 通过齿轮的计算已经得出。故d5=44mmL5=57mm(6)第六段轴与第四段轴对称。故d6=38mmL6=

22、6.5mm.(7)第七段轴与第三段轴对称,故d7=30mm,L7=30mm。L1=50mmd2=25mmL2=43mmd3=30mmL3=30mmd4=35mmL4=6.5mmd5=44mmL5=57mmd6=38mm5.传动零件的周向固定及其他尺寸L6=6.5mm带轮处采用 A 型普通平键，键（GB1095-1990,GB1096-1990）键长选择比带轮宽度稍短，选 40mm.为加工方便，参照 7206C 型轴承安装尺寸，轴上过渡圆d7=30mm角半径全部取 r=1mm 轴端倒角为2456.按弯扭合成应力校核轴的强度求支反力L7=30mmFBH FAHFr1503 251.5N22Ft11

23、382 691N22FBV FAV求弯矩FAH101.625553 NmmM F101.6 70206N mmCVAV求合成弯矩22M MCHMCV 74711N mm1按当量弯矩校核轴的强度齿轮右端面与轴之间的截面弯矩较大是一个危险截面，对其校核，该处d 44mm轴的最大弯矩为M1 74711Nmm，视=0.59，T=50000Nmm2Mca1M1(T 2?)?80324?N mm 对于 45 钢，=650MPa，则为（0.09、0.1），即 58.5、65MPa，取60MPa，轴的计算应力为：M80324ca 9.429MPa 48000h选用轴承合格（二）低速轴处计算当量动载荷 P轴承在

24、工作过程中只受合力Pfp(XR YA)1214.94N计算额定动载荷f P60n1214.9460138Ct(6L10h)(48000)36fp1011016=8921.82N选用 7209C 型轴承Cr 38500 N7206C 型轴承2210638500310C()h=L10h()h60138 1214.9460nP6=3857498h48000h选用轴承合格九联轴器的选择九联轴器的选择两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高故选用弹性柱销联轴器。载荷计算：计算转矩TC KAT31.3193.076 251N m根据TC，轴径d，转速n 查标准 GB5014-1985 选用

25、 LX3 弹性柱销联轴器，其公称转矩Tn=1250Nm,许用转速 4700r/min,符合要求10.10.箱体设计箱体设计为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆检修，箱座的定位，吊装等附件的设计1)检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔盖板用螺钉固定在箱盖上。2)通气器：保持箱外压力平衡，避免使润滑油渗漏因而设置通气器。3)轴承盖：固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承座孔两端用轴承盖封油，采用凸缘式轴承盖。4)定位销：保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持轴承座孔制造加工时的精度应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上

26、配装定位销，采用非对称布置。5)油面指示器：采用油标尺检查箱油池面的高度经常保持油池有适量的油。6)放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺赛堵住。7)启箱螺钉：为方便开启平时用水玻璃或密封胶连接的箱体剖面，增设启箱螺钉在启盖时旋动螺钉将箱盖顶起。8)起吊装置：为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环或吊钩等。9)密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体。10)中心距a 110mm箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径1bb1Pdfnd188121

27、220M164127209C 型轴承机盖与机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径df，d1,d2 至外机壁距离d1，d2 至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径凸台高度d2d3d4dC1C2R1h外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与机壁距离齿轮端面与机壁距离机座肋厚轴承端盖外径轴承旁联接螺栓距离错误错误!未指定书签。未指定书签。l112m1D2s86/86622，20，1518，1320根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准4510106892，125尽量靠近，以Md1 和 Md2 互不干涉为准，一般s=D2十一润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择十一润滑方式、润滑油牌号及密封装

28、置的选择1.齿轮：传动件圆周速度小于 12m/s，采用油池润滑，大齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时把润滑油带到啮合区，甩到箱壁上，借以散热，对于单机减速器浸油深度为一个齿全高，油量 0.350.75L/kw，根据运动粘度查表 16-1（P159）查阅润滑油牌号为工业式齿轮油 L-CKC100(GB5903-1995)轴承的润滑2.轴承润滑：选用 ZL-2 号通用锂基润滑脂（GB 7324-1994）。3.密封轴承用轴承盖紧固，已知轴承用脂润滑，且轴圆周速度属于低速畴，因此这里可以使用毡圈油封。毡圈油封结构简单，摩擦较大，易损耗，应注意及时更换。十二设计小结十二设计小结机械设计课程设计是机械课程

29、当中一个重要环节通过了几周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。本次的课程设计真正的让我感到了时间的紧迫，当老师把设计题目分发下来的时候我就开始对此准备，依然设计得很费力，在设计的过程中，所有的数据可谓是牵一发而动全身，往往因为某些小细节而导致要重新设计，进行大量的计算，所以必须要小心谨慎。在计算过程中，会经常修改数据，要查很多资料，表格数据等，会感到很繁琐，让我感觉到很烦躁，这以后要改正，要细心，有耐心。在设计过程中，发现自己很多以前的知识忘记了，但经过查找资料让我记回来很多。在这次课程设计中，我也学到了很多，综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际问题的能力得到了提高，巩固、深化和扩展学生有关机械设计方面的知识。学会了简单机械传动装置的设计原理和过程，树立了正确的工程设计思想，培养了我独立、全面、科学的工程设计能力。我感觉本次的课程设计涉及到了我们开学以来所学过的与设计有关的课程，是一个大的综合，对我们所学的容是一次全面的考察，我学到了很多，对以前所学的知识得到了很好的巩固。十三参考资料十三参考资料1、机械设计 西北工业大学 第九版 吴立言主编2、机械设计课程设计高等教育 育锡主编