《机械设计课程设计带式输送机传动装置说明书(共31页).doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计带式输送机传动装置说明书(共31页).doc（31页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、精选优质文档-倾情为你奉上学院： 专业： 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/kN2.6输送带速度v/(m/s)1
2、.4滚筒直径D/mm3602、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。专心-专注-专业计 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
3、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 W是带式输送机的功率，取W=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 ，1=0.95; 卷筒轴滑
4、动轴承润滑良好 1对，5=0.98; 总功率=15=0.8762 所以电动机所需工作功率为 4.37Kw考虑1.01.3的系数，电动机额定功率Pm= (1.01.3) P0 Pm=4.375.68 kW，取5.5kW3.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 =455.861486.2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= 12.922)总传动比i =
5、i1i2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 轴 n1 轴 n2=300 滚筒轴 nw= n2=3002、各轴转速输入功率 =4.37kw轴=4.33kw轴=4.15 kw滚筒轴=4.07kw3、各轴的输入转矩计算 轴 =43.07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3P153表8-9得：kA=1.3 P0=4.37KWV带传送功率 Pc=KAP0=1.34.37=5.681KW据Pc =5.681KW和n1=960由课本3P154图8-12得：选用
6、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=140mmdmin=125d2=i带d1(1-)=3.2125(1-0.02)= 392mm由3课本P145表8-4，取d2=400mm带速V：V=d1n1/601000=125960/601000 =6.28m/s在525m/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）=810mmL0=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=2810+3.14(140+400)+(400-140)2/4450=3336.46mm根据课本3表P143（8-5）选取相近的Ld=355
7、0mm确定中心距aa0+(Ld-L0)/2=810+(3550-3336.46)/2=916.77mm (4) 验算小带轮包角1=180-57.3(d2-d1)/a=180-57.3(400-140)/916.77=163.75120（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3P151图8-6得 P0=2.08KW，由课本3式（8 -17）得传动比 i=d2/d1(1-)=400/140(1-0.02)=2.92查3表8-8，得K=0.95；查3表8-3得 KL=1.09，查3表8 -7得Po =0.3 KWZ= PC/(Po+Po)KKL=5.681/(2.08
8、+0.3) 0.951.09=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/ZV2.5/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FQFQ=2ZF0sin(1/2)=23252.69sin(163.75/2)=291.55N2、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260
9、HBS；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 (6712kT1(u+1)/duH2)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= 420=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d=1.1(3)转矩T1T1=9550101010P1/n1=95501010104.37/960=43472.4Nm(4) 根据工作条件，选取载荷系数为K=1.32、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设
10、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/d)(u+1/u)（EH/H）21/3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= 420=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d=1.1(3)转矩T1T1=9550101010P1/n1=955010101
11、04.33/960=43074.48Nm(4) 根据工作条件，选取载荷系数为K=1.3,标准齿轮H=2.5(5)由课本3表5-7查得材料的影响系数E=188 Mpa12(5)许用接触应力H，由课本3图5-28查得：Hlim1=600Mpa Hlim2=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=609601283005=1.3824109N2=N1/i齿=1.3824109/4=3.456108(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
12、率为1%，由3课本式5-15得：H1= KHN1Hlim1/S=600x1/1=600 MpaH2= KHN2Hlim2/S=550x1.05/1=577.5Mpa故得：(9)计算小齿轮分度直径d1，带入H中较小值d1(2KT1/d)(u+1/u)（EH/H）21/3 =(21.343074.48/1.1)(5/4)（2.5188/577.5）21/3=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=2.520=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
13、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： FE1=500 Mpa FE2=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：F1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4=303.57 MpaF2= KFN2FE2/S=0.9380/1.4=244.29 Mpa分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.580mm=200mm计算圆周力：F1=2T1/d1=243074.48
14、/50=1772.98N计算轮齿齿根弯曲应力B=dd1=1.150=55由课本35-20得：F1=(KFt/Bm) YFa1 YSa1=(1.31772.98/552.5)2.81.55=72.75Mpa303.57 MpaF2=(KFt/Bm) YFa12YSa1 =(1.31772.98/552.5)2.221.77 =65.88Mpa244.29 Mpa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(10)齿轮几何参数计算：P=m=3.142.5=7.85mmPb=Pcosa=7.85cos20=7.38mmha=ha*m=12.5=2.5mmhf= (ha*+c *)m=(1+0.25)2.5=3.125
15、mmda1= d1+2ha=50+22.5=55mmda2=d2+2ha=200+22.5=205mmdf1 =d1-2hf=50-23.125=43.75mmdf2 =d2-2hf=200-23.125=193.75mma=m(z1+z2)/2= 2.5(20+80)/2=125mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=n1d1/601000=3.1496050/601000=2.512m/sV6m/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 b=650Mpa, s=360Mpa, -1b=60Mpa
16、查3表11-3，取C=126，由式11-2得： dC(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=30.251.03=31.2mmm，取标准直径得d=35mm齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551064.15/300=Nmm2、齿轮作用力求圆周力：Ft=2T2/ d2=2/200=1321.08N求径向力：Fr=Fttan=1321.08tan20。=480.83N3、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
17、 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：3582 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
18、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1P270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段： d1=35mm 长度取L150mmII段： d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为59=45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内
19、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）=96mmIII段： d3=45mm L3=L1-2=50-2=48mm段： d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm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求分度圆直径：已知d=200mm求转矩：已知T=132.11求圆周力：Ft=2T/d=2132.11/200=1.32N求径
20、向力FrFr=Fttan=1.32tan200=0.48N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：b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1=215Mpa 0=102Mpa, -1=60Mpa2、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：dC (P/n)1/3查2表13-5可得，45钢取C=126则d126(4.33/960)1/3mm=20.81m考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上
21、作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551064.33/960=43074N齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=243074/50N=1723N径向力：Fr=Fttan200=1723tan200=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
22、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求分度圆直径：已知d=50mm求转矩：已知T=43.07Nm求圆周力Ft：Ft=2T/d=243.07/50=1.72N求径向力Fr：Fr=Fttan=1.72tan200=0.63N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=530028=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CO
23、r=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2P265（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、yFa1/Fr1=1101.6/1748.5=0.96Fa2/Fr2=1101.6/1748.5=0.96Fa1/COr=1101.6/20500=0.054根据课本3表（12
24、-6）得e=0.26Fa1/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312-7,取fp=1.5，由式12-7得P=fP(XFr+YFa)=1.5(0.561748.5+1.711101.6)=4294.3N (5)轴承寿命计算深沟球轴承=3 由课本12-6表得fT=1根据手册得6209型的Cr=31500N由课本 312-3式得LH=106(fTCr/P)/60n=106(131500/4294)3/60X300= 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,
25、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Lh=1030028=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
26、)求系数X、YFa1/Fr1=658.46/1045.18=0.63Fa2/Fr2=658.46/1045.18=0.63Fa1/COr =658.46/11150=0.06根据课本3表（12-6）得e=0.26Fa1/Fr1e Fa2/Fr2e 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312-7,取fp=1.5，由式12-7得P= fP(XFr+YFa) =1.5(0.561045.181.71658.46)=2566.9N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=2566.9N深沟球轴承=3 由课本 312-5表得fT=1根据手册得6206型的Cr=1
27、9500N由课本12-3式得LH=106(fTCr/P)/60n=106(119500/2566.9)3/60X960=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836 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79轴与联轴器的键为：键1040 GB1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键1445 GB1096-79bh=149,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2T2/d=2/200=1321.08N挤压强度：P=2T/dkl=2/2009/231=9.47 M
28、Pa100120MPa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12m/s，当m20 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 20
29、11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 n1n2=300nw=n2=300=4.37kwP1=4.33kwP2=4.15 kwPW=4.07kw=43.07T2=132.11=129.56Tm=54.71Pc =5.681KWd1=140mmd2=400mmV=6.28m/sa0=810mmL0=3336.46mma=916.77mm1=163.75P0=2.08KW传动比i=2.92Po
30、 =0.3 KWZ取3根F0=252.69NFQ=291.55NZ1=20Z2=80T1=43074.48NmN1=1.3824109N2=3.456108d143.85mmm=2.5mmd1=50mmd2=200mmF1=1772.98NF1=72.75MpaF2=65.88MpaV=2.512m/sd=35mmFt=3.09NFr=1.12NT=NFt=1321.08NFr=480.83NL2=96mmFt=1.32NFAY=0.24NFAZ=0.66NMC1=11.52NmMC2=31.68NmMC=21.6NmMec=26421.6Nmme=2.89MPad=22mmT=43074NmmFt=1723NFr=627NFt=1.72NFr=0.63NFAX=FBY=0.315NFAZ=FBZ=0.86NMC1=15.75NmMC2=43NmMC=29.375NmMec=17229.65Nme=6.38MpaLh=24000hFr1=Fr2=1748.5NFa1=Fa2=1101.6NP=4294.3NLH=hFr1=Fr2=1045.18Fa1=Fa2=658.46 NP=2566.9NLH=h