一级带式运输机传动装置机械设计课程设计(共28页)

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1、精选优质文档-----倾情为你奉上 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目： 设计带式运输机传动装置 姓名： 、 学号： 班级： 成绩： 指导教师： 完成时间： 2 机械设计课程设计任务书 班级： 姓名： 学号： 设计题目： 设计带式运输机传动装置 运动简图： 工作条件及原始数据： 电动机驱动，工作寿命8年（每年工作300天、两班制、每班8小时），带式输送机工作载荷平稳

2、，单向运转。 输送带拉力F＝ 1.4 kN； 输送带速 v＝ 1.55 m/s； 滚筒直径 D＝ 250 mm 设计工作量： 1.减速器0#装配图1张（0#坐标草图一同交上） 2.主要零件图2～3张（输入轴、输出轴、大齿轮，均为3#白图） 3.设计说明书1份（手写、打印均可） 完成时间：  目录 1、传动方案拟定………………………………………………………3 2、电动机的选择………………………………………………………3 3、计算总传动比及分配各级的传动比………………………………5 4、运动参数及动力参数计算…

3、………………………………………6 5、传动零件的设计计算………………………………………………7 6、轴的设计计算………………………………………………………14 7、滚动轴承的选择及校核计算………………………………………20 8、键联接的选择及计算………………………………………………21 9、箱体结构的设计……………………………………………………22 10、润滑密封设计……………………………………………………25 11、联轴器设计………………………………………………………25 12、设计参考资料……………………………………………………26 13、设计小结………………………………

4、…………………………26  计算过程及计算说明 结果 一、传动方案拟定 第七组：设计带式运输机传动装置 1、工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。 2、原始数据：滚筒圆周力F=1400N；带速V=1.55m/s； 滚筒直径D=250mm。 3、传动简图： 图一 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： 3、传动装置的总功率： ηa=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.95×0.993×0.97×0.99×0.96 =0.849 4

5、、电机所需的工作功率： Pw=FV/1000 =1400×1.55/1000=2.17KW Pd= Pw /η总 =2.17/0.849=2.56KW 5、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1.55/（π×250） =118.47r/min 按手册表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I齿轮 =3~5。取V带传动比I带=2~4，则总传动比理时范围为Ia=6~20。故电动机转速的可选范围为 nd=Ia×n筒=（6~20）×118.47=711~2374r/min 符合这一范围的同步转速有

6、750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有表19-1查出适用的电动机 型号： 方案 电动机型号 额定 Kw 电动机转速n(r/min) 同步转速 满载转速 1 Y100L2-4 3 1500 1440 2 Y132S-6 3 1000 960 3 Y132M-8 3 750 710 综合考虑多方面因素，选择第二种方案，即选电动机型号为Y132S-6，则电动机的技术参数如下表： 方案 电动机型号 额定功 Kw 电动机转速n(r/min) 同步转速 满载转速 2 Y132S-6 3

7、1000 960 6、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/118.47=8.10 2、分配各级传动比 据指导书表2-1，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=3~5合理） ∵i总=i齿轮×i带 ∴i带=i总/i齿轮=8.10/4=2.025 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 n电机=960r/min nI = n电机/i带=960/2.025=4

8、74.07(r/min) nII = nI /i齿轮=474.07/4=118.51(r/min) 2、计算各轴的功率（KW） P电机=2.56KW 输入轴： PI= P电机×η带×η轴承=2.56×0.95×0.99=2.41KW 输出轴： PII= =2.56×0.95×0.992×0.97 =2.31KW 滚筒轴： PIII=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器 =2.56×0.95×0.993×0.97×0.99 = 2.27KW 4、计算各轴扭矩（N·mm） TI=9.55×106 PI/ nI =9.55×106×2.41/474.07 =485

9、49N·mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.31/118.51 =N·mm TIII=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.27/118.47 =N·mm 轴的明细表： 轴名 功率P（KW） 转矩T（N·mm） 转速 r/min 传动比 电动机轴 2.56 25467 960 4 Ⅰ轴 2.41 48549 474.07 Ⅱ轴 2.31 118.51 2.025 卷筒轴 2.27 118.47 五、传动零件的设计计算 1、皮带轮传动的设计计算 （1）、

10、选择普通V带截型 由课本表2-10得：ka=1.1 PC=KaP=1.1×2.56=2.82KW 由课本2-17得：选用A型V带 （2）、确定带轮基准直径，并验算带速 推荐的小带轮基准直径为≥75mm 则取dd1=125mm dd2=n1/n2·dd1=960/474.07×125=253mm 取dd2=250mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×125/250 =480r/min 传动比误差为：（i。—i）/i =2.025-2/2.025 =0.0125<0.05(允许)

11、 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×125×960/60×1000 =6.28m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3）、确定带长和中心矩 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200) 所以有：262.5mm≤a0≤750mm 初选a0=600mm L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×600+1.57(125+250)+(250-125)2/4×600 =1795.26mm 取Ld=1800mm a≈a0+L

12、d-L0/2=600+（1800-11795.26）/2 =602.37mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =168.10>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本表（2-5）P0=1.37KW 根据课本表（2-7）△P0=0.11KW 根据课本表（2-9）Kα=0.974 根据课本表（2-2）KL=1.01 Z =PC/(P0+△P0)KαKL =2.82/(1.37+0.11) ×0.974×1.01 =1.87根 Z =2根 (6)计算轴上拉力 由课本表2-1查得q=0.1kg/m，由式单根V带的

13、初拉力： F0=+qV2 =[×(2.5/0.974-1)+0.1×6.282]N =177.33N 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sinα1/2=2×2×177.33sin（168.1/2） =705.51N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为241~286HBW，取260 HBW。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度197~255HBW ，取230HBW；选8级精度。 (2)确定许用应力 确定有关参数如下：传动比i齿=4 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿

14、轮齿数： Z2=iZ1=4×24=96 齿数比：u=i=4 查表4.19—3得：αHlim1=710Mpa αHlim2=580Mpa 查表4.21—3得：αFlim1=600Mpa αFlim2=450Mpa 查表4—10得：SHlim1=1.1 FHlim1=1.25 N1=60×474.07×8×300×12 =8.19×108 N2=N1/u =2.05×108 查图4—20 ZN1=1.016 ZN2=1.068 查图4—22 YN1=0.872 YN2=0.898 查图4—23 YX1= YX2=1 [σH]

15、1=σHlim1ZN1/SHmin=（710×1.016/1.1）Mpa =655.78Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=（580×1.068/1.1）Mpa =563.13Mpa [σF]1=σFlim1 YX1YN1/SFmin=（600×0.872/1.25）Mpa =418.56Mpa [σF]2=σFlim2 YX2YN2/SFmin =（450×0.898/1.25）Mpa =323.28Mpa (3)按齿面接触疲劳强度设计 1、转矩T1 TI=9.55×106 PI/ nI =9.55×106×2.41/474.07 =48549N·mm

16、 2、初步算小齿轮的直径 d1≥Ad 取Ad=96 =1 d1≥96=55.24mm 取d1=60mm 则齿宽B1= × d1 =60mm 2、 按齿面接触疲劳强度设计 d1≥ KA = 1.5 设计齿轮精度等级为8级， V= 取Kv=1.02 = 1 查图4.12，取= 1.05 表4—5 = 1.1 K = KAKv= 1.5×1.02×1.05×1.1=1.77 4、计算齿面接触应力 查图4.14得 = 2.5 查表4—6得 =189.8 ==1.713 = d1≥ = = 50.83mm 模数：

17、m=d1/Z1=50.83/24=2.12mm 取标准模数：m=2.5mm d1= m× Z1 =60mm = 60mm (4)校核齿根弯曲疲劳强度 有图4.18查得 = 2.58 = 2.22 有图4.16查得 =1.62 =1.75 因= 1.713 所以得 =0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.713=0.688 根据（4—11）式 = =54.68<[σF1]= 418.56Mpa = =37.09<[σF2] =323.28Mpa 大小齿轮弯曲疲劳强度满足要求 (5)确定齿轮主要尺寸 d

18、1 = 60mm = d1=60mm d2 = d1i=60×4 =240mm = 54mm a=（d1 + d2）/2 =（60+240）/2=150mm (6)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000 =3.14×60×474.07/60×1000=1.49m/s 名称 小齿轮 大齿轮 中心距a 150mm 传动比i 4 d 60mm 240mm Z 24 96 m 2.5mm 2.5mm 齿顶高系数 1 1 顶隙系数 0.25 0.25 da 65mm 245mm df 53.75mm 233.7

19、5mm 齿宽b 60mm 54mm 六、轴的设计计算 1、 低速轴的设计计算 各轴间用圆角过渡 倒角 （1）按扭矩初算轴径 选用45钢调质，硬度217～255HBW 根据表3—1，取C=120 d0≥C=120×(2.31/118.47)1/3mm=32.29mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d0=32.29×(1+5%)mm=33.90mm ∴选d0=34mm 2、轴的结构设计 为满足轴上的零件的定位，紧固要求和便于轴的装拆，常将轴做成阶梯状。小齿轮的直径小，可以直接铸造到轴上，为了能选用合适的圆钢和减少切削加工量，阶梯轴各相邻轴段的直径不宜相差太大

20、，一般非定位轴肩取1～ 2mm，定位轴肩取5～10mm。各段的两个阶梯之间的直径之差视具体情况而定。 为了便于切削加工，一根轴上的圆角半径应尽可能相同；各退刀槽（砂轮越程槽）应取相同的宽度及相同的倒角尺寸；一根轴上各键槽应开在轴的同一母线上。 为了便于加工和检测，轴的直径应取圆整值；与标准件配合的轴段应取标准值。为了便于装配，轴端应加工出倒角。 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径、圆角和长度 由外向内确定各段直径，由内向外确定各段

21、长度 工段：d1=34mm 长度取L1=50mm 有表12-13 R= 1.6mm h=3mm 考虑轴承端面和箱体内壁，齿轮端面和箱体内壁应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度。 II段:d2=d1+2h=34+2×3=40mm d2=40mm L2=40mm 初选用6009型申购球轴承，其内径为45mm, 宽度为16mm. 取套筒长为20mm，取该段长为mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故III段 长： L3=（2+24+16）= 42mm 直径d3=45mm Ⅳ段直径： c = 1 h = 1.5 d4=d3+

22、2h=45+2×1.5=48mm 长度L4=54-2=52mm Ⅴ段直径d5=56mm. 长度L5=12mm Ⅵ段直径d6=45mm 长度L6=28mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=224mm 3、按弯矩复合强度计算 ①已知d1=34mm ②求转矩：已知T2=N·mm ③求圆周力：Ft 根据课本P142得 Ft=2T2/d1=2×/34=10949N ④求径向力Fr Fr=Ft·tanα=10949×tna200=3985.45 ⑤因为该轴两轴承对称，所以： (1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=

23、FBY=Fr/2=1992.73N FAZ=FBZ=Ft/2=5474.5N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=1992.73×50/2=49818.25N·mm (3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=5474.5×50/2=.5N·mm (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=(49818.32+.52)1/2 =N·mm (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=N·mm (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生

24、的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[+(1×)2]1/2 =N·mm (7)校核危险截面C的强度 σe=Mec/0.1d43=/0.1×483 =21.31MPa< [σ-1b] =60MPa ∴该轴强度足够。 2 、高速轴的设计计算 （1）按扭矩初算轴径 选用45调质钢，硬度（217～255HBW） 根据课本表6-3取c=115 d0≥c(P3/n3)1/3=115(2.41/474.07)1/3=19.8mm 取d0=22mm 6.2.2轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单

25、级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选6006型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为13mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为18mm，则该段长31mm。 d0=22mm d1=22mm L1=40m d2=28mm L2=40mm d3=30mm L3=31mm d

26、4=36mm L4=10mm d5=48mm L5=60mm d6=36mm L6=10mm d7=30mm L7=31mm L=226mm 轴的明细表： 低速轴 高速轴 d1=34mm L1=50mm d1=22mm L1=40mm d2=40mm L2=40mm d2=28mm L2=30mm d3=45mm L3=42mm d3=30mm L3=31mm d4=48mm L4=52mm d4=36mm L4=10mm d5=56mm L5=12mm d5=48mm L5=6

27、0mm d6=45mm L6=28mm d6=30mm L6=33mm L=224mm d7=30mm L7=31mm L=222mm 七、滚动轴承的选择及校核计算 低速轴轴承6009 B=16mm d = 45mm D= 75mm 低速轴轴承6006 B=13mm d = 30mm D= 55mm 八、键联接的选择及校核计算 8.1输入轴与带轮联接采用平键联接 轴径d1=22mm,L1=40mm 查手册123页得，选用A型平键，得： 键A 6×32 GB/T1096-2003 L=32mm TI =48549N·mm h=6m

28、m 根据课本P149(6.15）式得 σp= =4×48549/22×6×32 =45.97Mpa<[σp]=110Mpa 8.2输出轴与大齿轮联接用平键联接 轴径d4=48mm L4=64mm T2=N·mm 查手册123页得， 选用A型平键 键14×56 GB/T1096-2003 L =56mm h=9mm 据课本P149(6.15）式得 σp= =4×/48×9×56=30.8Mpa<[σp] =110Mpa 8.3输出轴与传送带联接用平键联接 轴径d1=34mm L1=50mm T2=N·mm 查手册123页得， 选用A型平键 键10

29、×45 GB/T1096-2003 L =45mm h=8mm 据课本P149(6.15）式得 σp= =4×/34×8×45=60.8Mpa<[σp] =110Mpa 九、箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量。 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其

30、表面粗糙度为6.3 3.机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便. 4.对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器

31、油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。 E 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 F 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 8 箱盖壁厚 8 箱盖凸缘厚 12 箱座凸缘厚 b 12 箱座底凸缘厚度

32、 20 地脚螺钉直径 M18 地脚螺钉数目 a≤250 4 轴承旁联接螺栓直径 M14 机盖与机座联接螺栓直径 （0.5～0.6） M12 轴承端盖螺钉直径 （0.4～0.5） M10 视孔盖螺钉直径 0.3～0.4） M8 定位销直径 （0.7～0.8） 10 ，，至外机壁距离 查表4.2 24 20 18 ，至凸缘边缘离 查表4 .2 22 16 外机壁至轴承座端面距离 ++（8～12） 48 大齿轮顶圆与内机壁距离 ≥ 10 齿轮端面与内机壁

33、距离 ≥ 11 机座肋厚 轴承端盖外径 + （5～5.5） 98 轴承旁连接螺栓距离 s 以和互不干涉为准，一般取s≈ 98 十. 润滑密封设计 对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。油的深度为 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。 十一.联轴器设计 1.

34、类型选择. 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 十三． 参考资料 1、《机械设计》高等教育出版社 主编 吕宏 王慧 2、《机械原理》北京大学出版社 主编 王跃进 3、《材料力学》 高等教育出版社 主编 刘鸿文 4、《互换性与技术测量基础》 华南理工大学出版社 主编 黄镇昌 十二、设计小结 做了两周的课程设计，有很多的心得体会。 在课程设计过程中，有时会感到有些心烦意乱。有好几次，因为不小心，我计算出错，只能重来。 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识。 通过这次机械课程设计，我对机械有了更深的理解，对减速器的原理和构造也有了

35、一定的了解。 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致。 F=1400N V=1.55m/s D=250mm η总=0.849 Pw=2.17KW Pd=2.56KW n筒= 118.47r/min 电动机型号 Y132S-6 i总=8.10 i齿轮=4 i带=2.025 n电机 =960r/min nI= 474.0

36、7r/min nII= 118.51r/min P电机=2.56KW PI=2.41KW PII=2.31KW PIII=2.27KW TI = 48549N·mm TII = N·mm TIII = N·mm PC=2.82KW dd1=125mm 取标准值 dd2=250mm n2’= 480r/min V=6.28m/s 取a0=600 Ld=1800mm a=602.37mm

37、 P0=1.37KW △P0 =0.11KW Kα=0.974 KL=1.01 Z=2根 F0=177.33N FQ =705.51N i齿=4 Z1=24 Z2=96 u=4 N1=8.19×108 N2=2.05×108 ZN1=1.016 ZN2=1.068 [σH]1 = 655.78Mpa [σH]2 = 563.13Mpa [σF]1= 418.56Mpa [σF]2= 323.28Mpa T1= 48549N·mm

38、 d1=60mm B1=60mm KA = 1.5 Kv=1.02 = 1.05 = 1.1 K=1.77 = 2.5 = 189.8 =1.713 =0.93 m=2.5mm d1= 60mm = 60mm = 2.58 = 2.22 =1.62 =1.75 =0.688 =54.68 <[σF1] =37.09 ＜[σF2] a=150mm =60mm =54mm V =1.49m/s

39、 d0=34mm d1=34mm L1=50mm d2=40mm L2=40mm d3=45mm L3=42mm d4=48mm L4=52mm d5=56mm L5=12mm d6=45mm L6=28mm L=224mm Ft =10949N Fr=3958.45N FAY =1992.73N FAZ =5474.5N MC1= 49818.3N·mm MC2=.5N·mm M

40、C= N·mm T= N·mm Mec =N·mm σe= 21.31Mpa < [σ-1b] = 60MPa 故该轴强度足够 d0=22mm d1=22mm L1=40mm d2=28mm L2=40mm d3=30mm L3=31mm d4=36mm L4=10mm d5=48mm L5=60mm d6=36mm L6=10mm d7=30mm L7=31mm L=222mm A型平键6×32 GB/T1096 -2003 σp=45.97Mpa <[σp] A型平键14×56 GB/T1096 -2003 σp=30.8Mpa <[σp] A型平键10×45 GB/T1096 -2003 σp=60.8Mpa <[σp] 专心---专注---专业