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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械基础课程说明.精品文档.课程设计说明书课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 专 业： 包装工程 班级： 包工1101学生姓名: 学 号: 指导教师: 湖南工业大学科技学院教务部 制2013年 6 月 28 日1. 设计数据及要求运输带的工作拉力:；运输带的工作速度：；卷筒直径：。本设计为降速传动，同时将电动机的输出的转矩升高。又由上运动简图可知，本设计中的机械为二级传动机械，其中第一级为带传动（存在一定误差），第二级为齿轮传动（精度较高，可调整误差）。故在选定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配，以达到
2、最佳传动效果。1.1 工作条件：工作条件，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产。两班制工作，运输带速度允许误差为5。1.2 其他设计要求：传动装置简图：如图1-1所示。图112. 总体设计2.1 确定传动方案：根据设计任务书的要求和工作条件，初步选定传动方案为带式输送机传动装置。2.2 选择电动机：电动机已经标准化、系列化。应按照工作的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型、功率和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。2.2.1 确定电动机的类型根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采用Y型三相异步电动机（全封闭结构），其结构简单，
3、起动性能好，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、无特殊要求的场合。另外，根据此处工况，采用卧式安装。2.2.2 确定电动机的功率工作机构所需要的电动机输出功率为：式中 工作机构所需要输入功率，即指运输带主动端所需功率，； 电动机至工作机构主动端之间的总效率。工作机构所需功率：式中 工作机构的工作阻力，； 工作机构卷筒的线速度，； 工作机构的效率。所以由传动装置简图分析可知：带传动效率； 齿轮的轴承的效率；齿轮传动的效率； 联轴器的效率；卷筒的轴承的效率； 卷筒的工作效率。由电动机至工作机构之间的总效率（包括工作机构效率）为查【2】表9.4得：； ； (初选齿轮为八
4、级精度）；则有（减速器内部有两对轴承，其机械效率相同，均为）。所以2.2.3 确定电动机的转速式中 电动机可选转速范围；分别为各级传动机构的合理传动比范围。卷筒轴的工作转速为按推荐的合理传动比范围，取带传动的传动比，单级齿轮传动比，则合理总传动比的范围，故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有、。再根据计算出的功率，由【2】附表2.1查出有三种适用的电动机型号。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知，方案2适中，比较适合，则选。2.2.4 确定电动机的型号根据上述确定的电动机类型，电动机功率，电动机转速，选定电动机型号为，所选电动机的额定功率，
5、满载转速，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。表1. 所选用电动机的相关参数。电动机型号额定功率电动机转速总传动比同步转速满载转速2.3计算传动装置的总传动比，分配各级传动比电动机选定后，根据电动机的满载转速和工作机构主动轴的转速，即可求得传动装置的总传动比为在多级传动中，传动装置的总传动比又是各级串联传动机构传动比的连乘积，应为2.3.1 计算传动装置的总传动比已选定电动机型号为，满载转速为。2.3.2 分配传动装置的各级传动比式中 分别为带传动和减速器的传动比。为使带传动外廓尺寸不致过大，取。则2.4 计算各轴的转速、功率和转矩在减速器中，按传递
6、的路线表示出各轴为、轴等，其上的转速为，功率（转矩）为。2.4.1 各轴的转速式中 电动机满载转速，； 分别为带传动、齿轮传动的传动比； 分别为、轴的转速，。轴 轴 轴转速即为工作机构的卷筒轴的转速，。2.4.2 各轴的输入功率式中 电动机的输出功率，； 分别为、轴的输入功率，； 分别为电动机与轴、轴与轴间的传动效率。轴 轴 卷筒轴的输入功率为2.4.3 各轴的转矩式中 该轴的输入功率，； 该轴的转速，； 该轴所传递的转矩，。电动机轴轴 轴 卷筒轴 表2. 初步计算传动参数轴初算转速功率初算转矩轴342.862.9282.16II轴81.832.81330.6卷筒轴81.832.76324.0
7、2带轮传动比齿轮传动比2.84.193. 计算带传动、齿轮传动的主要参数和几何尺寸3.1 带传动的设计带型号、长度、根数；中心距、带轮直径、宽度；安装初拉力、对轴的作用力。3.1.1 求计算功率查【1】表13-8得，故3.1.2 选带型号选普通带，根据，由【1】图13-15查出此坐标点位于A型，故选用A型带。3.1.3 求大、小带轮基准直径由【1】表13-9，应不小于，现取。由【1】表13-9取280（虽使略有增大，但其误差小于，故允许）。3.1.4 验算带速带速在范围内，合适。3.1.5 求带基准长度和中心距初步选取中心距取，符合。带长查【1】表13-2，对A型带选用。再计算实际中心距3.1
8、.6 验算小带轮包角，合适。3.1.7 求带根数今，查【1】表13-3得传动比查【1】表13-5得 由查【1】表13-7得，查【1】表13-2得，由此可得取4根。3.1.8 求作用在带轮轴上的压力查【1】表13-1得，单根带的初拉力作用在轴上的压力3.1.9 带轮结构设计带轮结构：腹板式3.1.10 带轮宽度的确定根据带带轮轮缘尺寸（基准宽度制）得型带轮，故有带轮宽度，故取。表3. 所设计带传动中基本参数带型号长度根数型18004中心距带轮直径宽度598.564安装初拉力对轴压力实际传动比147.651169.392.863.2 齿轮传动的设计3.2.1 选择材料及确定许用应力小齿轮用调质，查
9、【1】表11-1可知，齿面硬度为，取硬度为，接触疲劳极限为，取，弯曲疲劳极限为，取。大齿轮用正火，查【1】表11-1可知，齿面硬度为，取硬度为，接触疲劳极限为，取，弯曲疲劳极限为，取。查【1】表11-5得，最小安全系数，（一般可靠度，取值稍偏高用于安全计算）。3.2.2 按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。查【1】表11-3可知，载荷系数（电动机，中等冲击），取。查【1】表11-6可知，齿宽系数（软齿面，对称布置），取。小齿轮上的转矩查【1】表11-4得，弹性系数（锻钢），对于标准齿轮，区域系数式中代是为了安全计算，使得两个齿轮均适用。齿数取，则（满足传动比的前提下，尽可能使齿数互质、取奇
10、数）。故实际传动比，满足误差要求。初估模数初估齿宽圆整取，（保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽）。查【1】表4-1得，标准模数为，故实际的，中心距03.2.3 验算轮齿弯曲强度查【1】图11-8得，齿形系数，查【1】图11-9得，齿根修正系数，安全。3.2.4 齿轮的圆周速度对照【1】表11-2可知选用8级精度是适合的。表4. 齿轮传动设计的基本参数材料热处理齿数分度圆直径齿宽小齿轮45钢调质3911795大齿轮45钢正火16349290模数实际传动比中心距34.20304.54. 减速器箱体基本尺寸设计根据【2】表中12-1中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据：4.1 箱体壁厚：箱座：（取）；
11、箱盖：（取）。4.2 凸缘：箱座凸缘厚度；箱盖凸缘厚度；箱座底凸缘厚度。4.3 螺钉及螺栓：地脚螺钉直径；地脚螺钉数目：；轴承旁连接螺栓直径；盖与座连接螺栓直径；连接螺栓的间距；轴承端盖螺钉直径；视孔盖螺钉直径；定位销直径（取整得）。4.4 螺钉螺栓到箱体外避距离：查【2】表12-2得：至箱体外壁距离为：；到凸缘边缘距离：；箱体外壁至轴承端面距离：。4.5 箱体内部尺寸：大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离：；齿轮端面到箱体内壁的距离：（增加散热）；箱盖、箱座肋厚。4.6 视孔盖由于单级减速器中心距为，故查【2】表11-2得：窥视孔长；窥视孔盖长；横向螺栓分布距离；视孔盖宽；纵向螺栓分布距离；螺栓孔直径
12、；孔数4个。4.7 其中吊耳和吊钩吊耳环的结构设计：根据【2】表12-3中的推荐设计公式知：吊耳肋厚度为；吊耳环孔径为，倒角为；吊耳环空心到箱体外壁距离为。吊钩的结构设计：吊钩长；吊钩高；吊钩内深；吊钩内圆半径；吊钩厚度。5. 轴的设计1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6轴承端盖7键 8箱体 9轴端挡圈 10半联轴器5.1 高速轴：5.1.1 选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调质处理。查【1】表14-1得知：硬度：；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）。5.1.2 初步估算轴最小直径：由【1】式14-2得：查【1】
13、表14-2得。故，由于开了一个键槽，故取26（圆整）。5.1.3 轴的结构设计：根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。（处安装大带轮，处安装轴承端盖，处安装一号轴承与套筒，处安装小齿轮，处安装二号轴承）1) 径向尺寸：根据常用结构，取；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：1mm。故取查【2】表7-12得知毡圈系列中要求的轴径均为0、5圆整数，故此修正为；此先选轴承为6207型号轴承（无轴向力，故选深沟球轴承，直径系列选2号轻系列；为便于安装及轴上尺寸基准，选07号内径）。查【3】表16-1知所选轴承内径为，且轴承宽度，故取；为方便加工测量，取（此也为小
14、齿轮内孔直径）。查【3】表16-1得安装直径。查【4】表11-3选取“”，故；对齿轮内孔倒角1.6mm，故取;由于对称分布故。2) 轴向尺寸：由【1】图13-17得：根据大带轮的内孔宽（取1.5计算），为防止由于加工误差造成的带轮晃动，取；确定轴承润滑方式：故选取脂润滑方式。为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm（由于所选套筒长度25mm，故轴承断面到箱体内壁的距离取15mm），为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为（此取10mm）,故有。套筒档齿轮时，为保证精度取，故同时将修正为；轴环取，故取；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取，（包括越程槽尺寸）；轴
15、承到端盖内壁的距离，前所选轴承端盖螺钉知：查【2】表11-10中公式得轴承端盖厚度。查 【2】 表3-9可取A级非全螺线的螺栓（即）此时取端盖到大带轮的扳手空间为，此时取。图1. 高速轴结构设计示意图5.1.4 对高速轴进行弯扭强度校核：据【1】式11-1可求得：圆周力径向力（标准安装，故压力角为20）根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离一号轴承到齿轮中心的距离齿轮中心到二号轴承中心的距离；故有两轴承中心距为。1) 求垂直面的支承反力：根据受力分析，可列方程：（齿轮在两轴承中心）。故可求得：2) 求水平支撑反力：3) 带轮对轴的作用力在指点产生的反力：外力F作用方向与带传动的布置
16、有关，在具体布置尚未确定前，可按最不利情况考虑。4) 绘制垂直面的弯矩图（如图b）：5) 绘制水平面的弯矩图（如图c）：6) 力产生的弯矩图（如图d）：7) 求合成弯矩图（如图e）：考虑最不利情况，直接由公式得（其中）。8) 折合当量弯矩（如图f）：由前算出,查【1】中246面“由转矩性质而定的折合系数”可知，故图2. 高速轴弯扭强度校核图9) 计算危险截面处轴的许用直径：由此可知，此轴安全。5.2 低速轴：5.2.1 选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调质处理。查【1】表14-1得知：硬度：；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。查【1】表14-3得：弯曲需用
17、应力（静）。5.2.2 初步估算轴最小直径：由【1】式14-2得：查【1】表14-2得,。所以，由于开了一个键槽，故（圆整）。5.2.3 轴的结构设计：根据低速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。（处安装联轴器，处安装轴承端盖，处安装三号轴承与套筒，处安装大齿轮，处安装四号轴承）。1) 径向尺寸：联轴器的初步选择：根据低速轴的计算转矩与转速查【2】附表3.5可选用十字联轴器，型号为，可得其轴孔直径为，深孔长度为。根据上所选联轴器，取；根据密封毡圈的标准，取；根据此处尺寸选择6211型号轴承：查【2】附表4.2知所选轴承内径为，外径为，且轴承宽度，故取；为方便
18、加工测量，取；（此也为大齿轮内孔直径）。查【3】表16-1得安装直径，查【4】表11-3选取“”，故；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：，故孔（大齿轮）倒角推荐值为2mm，故取；为对称分布，故取。2) 轴向尺寸：确定轴承润滑方式：故选取脂润滑方式。根据上定箱体两内壁间的宽度可算得大齿轮到箱体内壁的距离为12.5mm, 为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm（为套筒尺寸此取27.5mm），故有；套筒档齿轮时，为保证精度取，故同时将修正为；轴环取，故取；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取，（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离，由于轴承外径为故，选端盖螺钉
19、为；查【2】11-10中公式得轴承端盖厚度；查【2】表3-9可取A级M8非全螺线的螺栓（即）此时取端盖到大带轮的扳手空间为，故此取，由上选联轴器可知。附图3. 低速轴结构设计示意图5.2.4 对低速轴进行弯扭强度校核：据【1】式11-1可求得：圆周力径向力（标准安装，故压力角为20）根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离一号轴承到齿轮中心的距离齿轮中心到二号轴承中心的距离；故有两轴承中心距为。10) 求垂直面的支承反力：根据受力分析，可列方程：（齿轮在两轴承中心）。故可求得：11) 求水平支撑反力：12) 带轮对轴的作用力在指点产生的反力：外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体布置尚未确定前，可按最不利情况考虑。13) 绘制垂直面的弯矩图（如图b）：14) 绘制水平面的弯矩图（如图c）：15) 力产生的弯矩图（如图d）：16) 求合成弯矩图（如图e）：考虑最不利情况，直接由公式得（其中）。17) 折合当量弯矩（如图f）：由前算出,查【1】中246面“由转矩性质而定的折合系数”可知，故图4. 低速轴弯扭强度校核图18) 计算危险截面处轴的许用直径：由此可知，此轴安全。参考资料:【1】机械设计基础杨可桢主编高等教育出版社【2】机械设计课程设计陈立德主编高等教育出版社