机械设计设计一带式输送机传动装置

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1、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机械设计及其自动化专业二班设计者指导老师韦衡冰2010年12月20日梧州学院目录一 设计任务书2 二. 传动装置总体设计 3三 电动机的选择 4 四 V带设计 6五带轮的设计 8六齿轮的设计及校核 9七高速轴的设计校核 14八低速轴的设计和校核 21九 .轴承强度的校核 29十键的选择和校核 31十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择32十二. 箱体的设置 33十三. 减速器附件的选择 35十四.设计总结37十五。参考文献38一任务设计书第1题 ： 设计一带式输送机传动装置题号1-A1-B1-C1-D1-E输送带的牵引力F/kN21.

2、251.51.61.8输送带的速度v/(m/s)1.31.81.71.61.5输送带滚筒的直径D/mm180250260240220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%。生产条件：中等规模机械厂，可加工78级齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（380/220）。设计工作量：1.减速器装配图一张（A1） 2.零件图（13） 3.设计说明书一份选择数据：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、选择电动机1传动装置的总效率：=122345式中：1为V带的传动效率，

3、取1=0.96；2为两对滚动轴承的效率，取2=0.99；3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97;4为弹性柱销联轴器的效率，取4=0.98；5为运输滚筒的效率，取5=0.96。所以，传动装置的总效率=0.960.990.990.970.98 0.96=0.86电动机所需要的功率P=FV/=2000 1.3/0.86=3.02kw。2卷筒的转速计算=601000V/D=6010001.3/3.14180=138r/minV带传动的传动比范围为=25。机械设计第八版155页：传动比大，会减小带轮包角。当带轮的包角减小到一定程度时，带传动就会打滑，从而无法传递规定的功率。因此，带传动的传动比一般为i7

4、,推荐值为i=25。单级圆柱齿轮减速器，推荐传动比为810。详见机械设计第八版413页，表18-1 单级圆柱齿轮减速器总传动比的范围为16，50；电动机的转速范围为2208,5520;3选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y112M-2型电动机。额定功率4KW，满载转速2890（r/min）,额定转矩2.2（N/m）,最大转矩2.3（N/m）。 4计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比=2890/138=20.9式中：n为电动机满载转速；为工作机轴转速。取V带的传

5、动比为=3，则减速器的传动比=/3=6.96;5计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。轴：r/min轴：卷筒轴： =138r/min7.计算各轴的功率轴：1=3.020.96=2.8992kW轴23=2.89920.990.97=2.7841kW卷筒轴的输入功率：P3=P22=2.78410.980.99=2.7kW8计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T0=9550P/n=95503.02/2890=9.98 Nm轴的转矩：T1=T1i112=9.9830.960.99=28.45Nm轴的转矩：T3=T2 i223=28.456.960.990.97=190.15 Nm第二部分 传

6、动零件的计算三V型带零件设计 1.计算功率： PCA=KAP=1.34=5.2Kw-工作情况系数，查表取值1.3;机械设计第八版156页-电动机的额定功率2.选择带型根据PCA=5.2kW，n=2890,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=90mm则从动轮的直径为dd2=270mm,从表8-8取dd2=280mm3.验算带的速度=3.14902890/(601000)=13.6m/s机械设计第八版155页:当带传动的功率一定时，提高带速，可以降低带传动的有郊拉力，相应地减少带的根数或者V带的横截面积，总体上减少带传动的尺寸；但是，提高带速，也提高了V带的

7、离心力，增加了单位时间内带的循环次数，不利于带传动的疲劳强度和寿命。降低带速则有相的反的利弊。由此可见，带速不宜过高或过低，一般推荐v=525m/s,最高带速vmax30m/s。显然13.6m/s30m/s,这说明这个速度合理4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(+)900机械设计第八版158页公式8-25的引用7.确定带的根数ZZ =5.2/（1.66+0.36）0.960.99=2.708机械设计第八版158页公式8-26的引用8.计算预紧力 机械设计第八版158页公式8-27的引用机械设计第八版149查表8-3得q=0.1（kg/m）9.计算作用在轴上的压轴力机械设计第八版1

8、58页公式8-28的引用四.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径dd1=90mm，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式。五齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（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可选择小齿轮的材料为45Gr(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=246.96=167.0

9、4，取z2=1682按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即 机械设计第八版203页公式10-9a的引用选用载荷系数=1.33.计算小齿轮传递的转矩T1=95.51052.899/963.3=2.874104Nm机械设计第八版205页:由表10-7选定齿轮的齿宽系数；机械设计第八版201页:由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa=60963.31（1630010）=2.77109N2=60n2jLh=601381(1630010)=3.97108机械设计第八版206页公式10

10、-13的引用4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得=540Mpa=522.5Mpa机械设计第八版205页 公式10-12机械设计第八版207页 KHN1=0.9, KHN2=0.955.计算接触疲劳许用应力。试算小齿轮分度圆的直径，带入中较小的值=2.32=41.296mm(1)计算圆周的速度=(2)计算齿宽b=141.296mm=41.296mm(3)计算齿宽和齿高之比。模数=齿高=2.251.72=3.87 mm(4）计算载荷系数。根据V=2.08mm/s;7级精度，可查得动载系数=1.08；机械设计第八版194页图10-8直齿轮 =1;可得使用系数 =1; 机械设

11、计第八版193页=1.31；机械设计第八版197页表10-4由10.67，=1.31 可得=1.25故载荷系数= 机械设计第八版192页 公式10-2的引用 (5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。=mm(6）计算模数m。=1.77mm;6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式；机械设计第八版201页（1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 机械设计第八版208页2）查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.86, =0.87；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= Ma= Ma4)计算载荷系数K

12、 = =1.355)查取齿形系数。查得 2.65 2.145机械设计第八版200页6)查取应力校正系数。查表可得 = 1.58 =1.97机械设计第八版200页7)计算大，小齿轮的并加以比较。= 大齿轮的数值大。（2）设计计算。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2.3并就近圆整为标准值m=1.5，按接触强度计算得的分度圆直径=42.477mm，算出小齿轮数=,取29大齿轮的齿数=296.96=20

13、2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=291.5=43.5mmd2=z2m=2021.5=303mm(2)计算中心距=(3）计算齿轮的宽度43.5mm六轴的设计与校核（一）低速轴的计算1.轴的材料选取选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s355MPa弯曲疲劳极限1275MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa2.初步估计轴的最小直径轴上的转

14、速 功率由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知 =138；=2.7841 取=115mm上式为机械设计第八版370页公式15-2的引用输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取.则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件。查机械零件手册（第5版），选HL2型弹性套柱销联轴器，半联轴器孔的直径d1=32mm，长度L82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm,取32mm3.拟定轴的装配方案4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）选取d=32mm, 60m

15、m。因I-II轴右端需要制出一个定位轴肩，故取37mm。（2）初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求， 由轴知其工作要求并根据d=38mm,查机械零件手册（第五版），选取轴承型号为6280，其中d=40mm,D=80mm,B=18mm,所以d-=d-=40mm,l-=l-=18mm。（3）取做成齿轮处的轴段-的直径45mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为44mm,取l-=44mm。（4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端，面间的距离l 30mm， 故取。（5）齿轮距箱体内壁a=10

16、mm，轴承位距箱体内壁s=5mm, l-=l-=a+s=15mm,d-=d-=42mm。5计算过程根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。L1=l-+l-+l-=119mmL2=l-+ l-+l-=46L3=l-+l-+ l-=46L2 +L3=92mm 计算支反力作用在低速轴上的=Fr=460.9N水平面方向 MB0FNH492-Ft46=0 FNH4=627N=0,垂直面方向 MB0， 故F0,计算弯距水平面弯距= 垂直面弯矩MCV3=FNV3合成弯矩支反力弯距M总弯距扭距TT190 Nm6.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式373页155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa12.96 MPa已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因S1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。 19