机械设计课程设计计算说明书带式输送机的传动装置

《机械设计课程设计计算说明书带式输送机的传动装置》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计计算说明书带式输送机的传动装置（21页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、上海理工大学机械工程学院课程设计说明书 2010/1/22设计题目：设计一带式输送机的传动装置，传动简图如下：工作条件如下：用于输送碎料物体，工作载荷有轻微冲击（使用系数、工况系数），输送带允许速度误差4%，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年（轴承寿命），原始数据为：运输带工作拉力Fw(N)运输带工作速度Vw(m/s)卷筒直径D(mm)16001.1220一、 电动机的选择1. 选用电动机1) 选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列封闭式三相异步电动机。2) 电动机的输出功率P电动机所需的输出功率为：P=Pw kW式中：Pw为工作装置所需功率，kW；为

2、由电动机至工作装置的传动装置的总效率。工作装置所需功率Pw应由机器工作阻力和运行速度经计算求得：Pw=Fwvw1000=16001.11000=1.76kW式中：Fw为工作装置的阻力，N；vw为工作装置的线速度，m/s。由电动机至工作装置的传动装置总效率按下式计算：=带滚2齿联卷查机械设计表2-4，得：带取0.96，滚取0.995，齿取0.97，联取0.99，卷取0.97则=0.960.99520.970.990.97=0.885所以P0=1.760.885=1.99kW3) 确定电动机转速工作装置的转速为：nw=601000vwDw=95.5r/min由于普通V带轮传动比为：i124圆柱齿轮

3、传动比为：i235故总的传动比为：i=i1i2620则电动机所需转速为：n=inw(620)95.5=(5731910)r/min查机械设计课程设计表8-184，选取电动机Y112M-6，技术数据如下：型号额定功率P（kW）满载转速n（r/min）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量（kg）Y112M-62.29402.02.2452. 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比1) 总传动比为：ia=nnw=94095.5=9.842) 分配传动比：Ia=i外i内考虑减速器结构，故：i外=3 ；i内=3.283. 计算传动装置的运动和动力参数1) 各轴转速n电=n=940r/minn1=n电i外

4、=313r/minn2=n1i内=95r/minnw= n2=95r/min2) 各轴输入功率P1=P0 带=1.990.961.910kWP2=P1 齿滚=1.9100.970.9951.843kWPw=P2 联滚=1.8430.990.9951.815kW3) 各轴输入转矩T1=9550P1n1=95501.910313=58.28NmT2=9550P2n2=95501.84395=185.27NmTw=9550Pwnw=95501.81595=182.46Nm电动机轴输出转矩T0=9550P0n=95501.99940=20.22Nm将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴名参数电动机轴1

5、轴2轴工作轴转速n(r/min)9403139595功率P(kW)1.991.9101.8431.815转矩T(Nm)20.2258.28185.27182.46传动比i33.281效率0.960.9650.985二、 V带轮设计1. 确定计算功率Pca由机械设计表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.12.2kW=2.42kW2. 选择V带的带型根据Pca、n1由图8-10选用A型。3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计表8-6和机械设计表8-8，取小带轮的基准直径dd1=106mm2) 验算带速v。v=dd1n1601000

6、=106940601000m/s=5.22m/s因为5m/sv(F0)min。8. 计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min=2z(F0)minsin12=23133.16sin1562N=781.5N9. 带轮结构设计根据机械设计表8-6，取带宽75mm。三、 齿轮设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 选用斜齿圆柱齿轮传动。2) 由于速度不高，故选用8级精度。3) 材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4) 选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=3.28

7、20=65.6，取z2=66。5) 选取螺旋角。初选螺旋角=14。2. 按齿面接触强度设计d1t=32KtT1du1u(ZHZEH)2(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数Kt=1.6。2) 由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1。3) 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。4) 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。5) 计算应力循环次数。N1=60n1jLh=609401(2830010)=9.01108N2=N1i内=9.011083.28=2.7

8、51086) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.01，KHN2=1.06。7) 由机械设计图10-30选取区域系数ZH=2.433。8) 由机械设计图10-26查得1=0.750，2=0.860则=1+2=1.61。9) 计算接触疲劳许用应力。取安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=1.01600MPa=606MPaH2=KHN2Hlim2S=1.06550MPa=583MPa则H=H1H22=594.5MPa(2) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t321.65.82810411.614.283.28(2.433189.8594.5)2mm=

9、45.00mm2) 计算圆周速度。v=d1tn1601000=45940601000m/s=2.21m/s3) 计算齿宽b及模数mnt。b=dd1t=145mm=45mmmnt=d1tcosz1=45cos1420=2.18mmh=2.25 mnt=2.252.18=4.91mmb/h=45/4.91=9.164) 计算纵向重合度。=0.318dz1tan=0.318120tan14=1.595) 计算载荷系数K。由机械设计表10-2查得使用系数KA=1.25；根据v=2.21m/s，8级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.1；由机械设计表10-4查得KH=1.466；由机械设计图

10、10-13查得KF1.35；由机械设计表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数K=KAKvKHKH=1.251.11.21.466=2.426) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1= d1t3KKt=4532.421.6mm=51.65mm7) 计算模数mn。mn=d1cosz1=51.65cos14202.51mm3. 按齿根弯曲强度设计mn32KtT1Ycos2dz12YFaYSaF(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数。K=KAKvKFKF=1.251.11.21.35=2.232) 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲

11、劳强度极限FE2=380MPa。3) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.92。4) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.923801.4=244.29MPa5) 根据纵向重合度=1.59，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.886) 计算当量齿数。zv1=z1cos3=20cos314=21.89zv2=z2cos3=66cos314=72.257) 查取齿形系数。由机械设计表10-5查得YFa1=2.72;YFa2=2.248) 查

12、取应力校正系数。由机械设计表10-5查得YSa1=1.57;YSa2=1.759) 计算大、小齿轮的YFa1YSa1F并加以比较。YFa1YSa1F1=2.721.57303.57=0.01407YFa2YSa2F2=2.241.75244.29=0.01605大齿轮的数值大。(2) 设计计算mn322.235.8281040.88cos21412021.610.01605mm=1.75mm对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=51.65mm来

13、计算应有的齿数。于是由z1=d1cosmn=51.65cos142=25.05取z1=25，则z2=uz1=3.2825=82。4. 几何尺寸计算(1) 计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(25+82)22cos14=110.28mm将中心距圆整为110mm。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(25+82)22110=132443”因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=252cos132443”=51.4mmd2=z2mncos=822cos132443”=168.6mm(4)

14、 计算齿轮宽度b=dd1=151.4mm=51.4mm圆整后取B2=50mm；B1=55mm。四、 轴的设计1. 高速级齿轮设计(1) 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢，调制处理。(2) 初定轴的最小直径按钮转强度条件，得dA03Pn由机械设计表15-3查得A0=103126。所以d(103126)31.910kW313r/min=18.823.0mm取中间值d=20mm，由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57%，故dmin=20(1+57%)=2121.4mm综合考虑，取dmin=25mm。(3) 轴的结构设计1) 拟定零件的装配方案

15、，如下图BC2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。a) 由于在L11这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故：d1=dmin=25mm此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定，由机械设计图8-14(b)查得：L=(1.52)d=(1.52)25mm=37.550mm取L=44mm，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度略小于其轮毂值，取L11=42mm。b) 初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7307C型轴承。查机械设计课

16、程设计表13-1得，d3=d7=35mm，要求的定位轴肩是4.5mm。故，要求在这此处的定位套筒的直径是44mm。因此取d2=32mm。c) 由该说明书后面的箱体设计可以得到L7=40mm。该箱体壁与齿轮的距离L6=L3=15mm，L8=10mm。由轴承端盖的厚度一般为10mm左右，因此，整个轴承盖的长度是20mm，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度25mm，再考虑轴承端盖的调整范围，可以确定L10=50mm。d) 如果再按照这种方法选择下去，那么d5=48mm，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于2mt，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴。由齿轮各参数可以得到d5=57.73mm

17、，L4=60mm。e) L5处的宽度大于1.4h，取L5=L2=9mm，d4=d6=42mm；则L9=L6+L7-L8-L9=15+40-10-9=36mm。f) 同样，也就确定了L1=34mm。至此，已初步了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接。按该截面直径查机械设计课程设计表8-61采用bhL=8mm7mm32mm，键槽用键槽铣刀加工，保证大带轮与轴配合有良好的对中性。故大带轮与轴的配合为H8h7。滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照机械设计课程设计表8-158确定轴两端的倒角均为1

18、45，各处圆角半径都为1.66mm。2. 低速轴的设计(1) 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。(2) 初定轴的最小直径由机械设计表15-3查得A0=103126。所以d(103126)31.843kW95r/min=27.733.9mm取中间值d=30mm，由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57%，故dmin=30(1+57%)=31.532.1mm。综合考虑，取dmin=35mm。(3) 联轴器的选择根据轴所传递的扭矩T=185.27Nm，可选择弹性套柱销联轴器，因为它是由蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振，其制造容易，装拆方便，成本较低，

19、适用于连接载荷平稳、起动频繁的中小转矩的轴。查机械设计课程设计表8-177选用LT7联轴器4284GB/T4323-2002综合考虑，取dmin=42mm。(4) 轴的结构设计1) 拟定结构方案如下图：2) 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度，从左开始设计。a) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，L1轴段右端需制出一轴肩，故取d2=46mm。由于前面已经对联轴器进行了选择，故d1=42mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈中压在半联轴器上而不压在轴的端面上，则L1就比84略短一点，现取L1=82mm。b) 初步选择滚动轴承。根据d2=46mm，初步选择0基本游隙组，选

20、用角接触球轴承，由于该轴上轴力相对较大，故选择AC系列的轴承，查机械设计课程设计表8-158，选用7210AC，其尺寸为dDB=50mm90mm20mm，其定位轴肩为3.5，故定位套筒的直径为57mm。因此，d3=d6=50mm。c) 取安装齿轮处的轴段的直径d4=55mm，为了使套筒更加压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂的宽度，故取L4=52mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d=0.0755=3.85mm，取h=5mm,则轴环处的直径d5=65mm，轴环宽度应大于1.4h，取轴环宽度为8mm。d) 轴承端盖的总宽度为20 mm。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

21、的外端面与半联轴器右端面的距离为30 mm，故取L2=50mm。e) 取齿轮与箱体之间的距离为15mm（由后面的箱体设计确定）。滚动轴承到箱体的距离为10mm，则L3=20+10+15+3=48mmL6=20+10+15-8=37mm至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接，按直径d1由机械设计课程设计表8-61查得平键选为bhL=16mm10mm40mm，配合为H7k6。齿轮与轴的连接，按d4查机械设计课程设计表8-61得，选用平键为bhL=12mm8mm70mm，配合为H7k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配

22、合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计课程设计表8-158确定轴端倒角为245，C、D、E处的圆角半径r=2mm，A、B处的圆角半径r=1.6mm。五、 轴承的确定及校核1. 对初选高速级轴承7307C校核(1) 受力分析FaeFr1F带轮Ft1FH1FH2FV1FV2Fr1=FH12+FV12=14332+14112=2011 NFr2=FH22+FV22=14332+-14022=2005 NFae=Fa1=746 N1) 计算两轴承的轴向力Fa1、Fa2查机械设计课程设计表8-158，得到轴承7307C的Cr=34.2kN，Cor=26.8kN

23、对于70000C型轴承，它的派生轴向力Fd=eFr，而轴向力未知，故先取e=0.4，因此可估算Fd1=0.4Fr1=0.42011=804.4NFd2=0.4Fr2=0.42005=802N由于Fd1e1Fa2Fr2=8022005=0.4=e2由机械设计课程设计表8-158查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：X1=0.44，Y1=1.3对轴承2：X2=1，Y2=0由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取fp=1.1P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.1(0.442011+1.31544)=3187NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.112005=2205.5N3) 计算轴承

24、寿命由于P1P2，所以按轴承1的受力大小验算Lh=10660nCP1=106603843420031873=53635 hLh1030016=48000 h所选轴承满足寿命要求。故此轴承不用重选。2. 对初选低速级轴承7210AC进行校核6461Fr1=FH12+FV12=14392+1110.52=1817.7 NFr2=FH22+FV22=1371.52+-53.52=1372.5 NFae=Fa1=731 N1) 计算两轴承的轴向力Fa1、Fa2查机械设计课程设计表8-158，得到轴承7210AC的Cr=31.5kN，Cor=25.2kN对于70000AC型轴承，它的派生轴向力Fd=0.

25、68Fr。Fd1=0.68Fr1=0.681817.7=1236N由于Fd1e1Fa2Fr2=933.31372.5=0.68e2由机械设计课程设计表8-158查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：X1=0.41，Y1=0.87对轴承2：X2=0.41，Y2=0.87由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取fp=1.13) 计算轴承寿命由于P1P2，所以按轴承1的受力大小验算Lh=10660nCP1=106601063150024123=350000 h由于轴承寿命太大，应重新选择。对同一尺寸要求可选7210C。4) 对轴承7210C进行校核查机械设计课程设计表8-158，得到轴承7210C

26、的Cr=32.8kN，Cor=26.8kN对于70000C型轴承，它的派生轴向力Fd=eFr，而轴向力未知，故先取e=0.4，因此可估算由于Fd1e1Fa2Fr2=539.11372.5=0.393e2由机械设计课程设计表8-158查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：X1=0.44，Y1=1.33对轴承2：X2=0.44，Y2=1.40由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取fp=1.1计算轴承寿命由于P1P2，所以按轴承1的受力大小验算Lh=10660nCP1=10660384328002790.53=255339 hLh1030016=48000 h所选轴承满足寿命要求。这相对7210

27、AC来说更加合适。由于7210C和7210AC结构尺寸都是一样，故原来设计好的轴不必再重新设计。至此，轴承的选择及校核已全部完成。3. 键的校核(1) 高速轴上的键选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选用单圆头键（C型）。由轴的设计里已确定的键尺寸为bhL=8 mm7 mm 36 mm校核键连接的强度键、轴的材料都是钢，而带轮的材料为铸铁，由机械设计表6-2查得挤压应力p=5060 MPa。键工作长度l=L=36 mm，键与带轮键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm计算挤压强度由于有pp故，该

28、键满足要求。键的标记为：键C 836 GB/T 10962003(2) 低速轴上的键选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于键槽不在轴端，故选用普通平键（A型）。由低速轴的设计里已确定的键尺寸为齿轮处：bhL=16 mm10 mm 40 mm联轴器处：bhL=12 mm8 mm 63 mm校核键连接的强度键、轴、齿轮和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查得挤压应力p=100120 MPa，取其平均值p=110 MPa。齿轮处键工作长度l=L-b=40-16=24 mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm,计算挤压强度故，该键满

29、足要求。键的标记为：键 1640 GB/T 10962003联轴器处键工作长度l=L-b=63-12=51mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm,计算挤压强度p=2Tkld=227300045142Nmm=63MPap故该键满足要求。键的标记为：键 1263 GB/T 109620034. 联轴器的校核(1) 参数为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。由前面的设计已经选择了LT7弹性套柱销联轴器，由机械设计课程设计表8-178查得，其公称转矩Tn=500 Nm。(2) 载荷计算由机械设计表14-1查得KA=1.5，计算转矩得该联轴器合格。标记为：LT7联轴器 4284

30、GB/T 4323-2002六、 润滑密封1. 齿轮的润滑因齿轮的圆周速度v=dn601000=198.27106601000ms=1.1ms12ms所以才用浸油润滑的润滑方式。大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。2. 滚动轴承的润滑对于高速级轴承 dn353841.3104对于低速级轴承 dn=50106=0.53104它们的dn值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的 1323 为宜。3. 密封形式由于在轴承端处的轴表面速度v1=dn601000=35384601000=0.7msv2=dn601000=50106601000=0.28ms两者的速度都小于3m/s，所以选择“粗羊毛毡圈油封”七、 参考文献机械设计课程设计第三版 陈秀宁 施高义 编著 浙江大学出版社 2009年机械设计第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社 2006年