带式输送机传动装置课程设计.pdf

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1、课程设计说明书 设计名称： 题目： 学生姓名： 专业： 班级： 学号： 指导教师： 日期： 机械设计基础 带式输送机传动装置 年月日 课程设计任务书 专 业年级班 一、设计题目一、设计题目 带式输送机传动装置 二、主要内容二、主要内容 运输带工作拉力 F=2700N 运输带工作速度 V=1.6m/ 卷筒直径 D=400mm 工作条件： （1）工作情况： 两班制， 连续单向运转， 载荷较平稳， 运输带速度允许误差为+5%； （2）使用折旧期：五年； （3）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； （4）滚筒效率：0.96（包括滚筒与轴承的效率损失） 。 表表 1-21-2原始数据原始数据

2、 参数 运输带工作拉力 F/（N） 运输带工作速度 V/（m/s） 卷筒直径 D/(mm) 参数 运输带工作拉力 F/（N） 运输带工作速度 V/（m/s） 卷筒直径 D/(mm) 题号 1 2300 1.5 400 6 2500 1.5 400 2 2100 1.6 400 7 2700 1.6 400 3 1900 1.6 400 题号 8 2800 1.6 400 9 2200 1.7 500 10 2000 1.4 500 4 2200 1.8 450 5 2000 1.2 450 三、具体要求三、具体要求 本课程设计要求在 1 周时间内完成以下的任务： （1）零件工作图 2 张（齿轮

3、、轴、箱体等任选2 个，A3 图纸） ； （2）设计计算说明书 1 份，约 3000 字左右。 四、进度安排四、进度安排 次序设计内容时间分配（天） 1 2 3 4 5 指导老师介绍课程设计注意事项 拟定设计方案 传动件和轴的设计计算 画零件图 编写设计说明书 12 月 28 日 12 月 28 日12月 29日 12 月 29 日12月 31日 1 月 41 月 6 日 1 月 6 日1 月 7 日 五、成绩评定五、成绩评定 指导教师签名 日期年月日 系主任审核 日期年月日 前言前言 为了适应现代化建设的要求，为了适应现代化建设的要求，培养高素质的专门人才，培养高素质的专门人才，特开特开 设

4、了机械设计课程。机械设计在机械中占有重要地位。设了机械设计课程。机械设计在机械中占有重要地位。 为了突出和加强培养学生的综合设计能力和创新能力，为了突出和加强培养学生的综合设计能力和创新能力， 总结近年来的相关课程设计经验，开设了机械设计综合教总结近年来的相关课程设计经验，开设了机械设计综合教 程。其主要特点：程。其主要特点： 强调机械设计中总体设计能力的培养，将原机械设计强调机械设计中总体设计能力的培养，将原机械设计 和机械设计课程设计内容整合为一个新的综合课程设计体和机械设计课程设计内容整合为一个新的综合课程设计体 系，系， 将学生在机械设计系列课程中所学的有关机构原理方案将学生在机械设计

5、系列课程中所学的有关机构原理方案 设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结 构及工艺设计等内容有机地结合，进行综合设计实践训练，构及工艺设计等内容有机地结合，进行综合设计实践训练， 使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。 加强学生对机械系统创新设计能力的培养，增加了机加强学生对机械系统创新设计能力的培养，增加了机 械构思设计和创新设计等内容，械构思设计和创新设计等内容， 对学生的方案设计内容和要对学生的方案设计内容和要 求有所加强，以利于增强学生的创新能力和竞争意识。求有所加强，以利于增强

6、学生的创新能力和竞争意识。 由于本设计时间仓促，工作量大，又缺乏经验，加上由于本设计时间仓促，工作量大，又缺乏经验，加上 设计者水平有限，设计者水平有限，设计过程中有不完善之处，设计过程中有不完善之处，请老师和同学请老师和同学 指正。指正。 目录目录 封面 1 前言 2 一 电动机的选择 6 二 齿轮的设计 7 三 轴的设计11 四 轴的校核 13 五 键的选择 17 六 箱体的选择和尺寸确定 17 七设计小结 19 一、一、 电动机的选择电动机的选择 (1(1）选择电动机类型）选择电动机类型 按工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。 （2 2）选择电动机的容

7、量）选择电动机的容量 电动机所需工作功率为P d P W n w=601000V/ D=(6010001.6)/( 400)=76.43r/min P W =Tnw/9550 其中联轴器效率 1=0.99,深沟球轴承效率(二对) 2=0.99,闭式齿轮传动 效率 3=0.97,V 带效率4=0.95,滚筒效率5=0.96 代入得： 传动装装置总效率 12 2 3450.86 则工作机所需功率 F P W =FV/1000=27001.61000 =4.32kW 则所需电动机所需功率 P d= PW/=4.32/0.86=5.02kw 因载荷平稳,电动机额定功率 p 略大于机械设计基础实训p即可

8、由 d 指导附录 5 查的 Y 系列电动机数据，选电动机的额定功率为 5.5kw. （3 3）确定电动机转速）确定电动机转速 卷筒轴工作转速:由 v=1.6m/s,v 带传动的传动比 i=24。 而且闭式齿轮传 动比常用范围为 i=35，则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为： i 1 =ii620 故电动机的转速可选范围为 n d= nw i =76.43（620）= 458.601528.66r/min 按照以上设计数据，可供选择的电动机如下表 11 所示： 方案 1 2 3 电动机型号 Y132M26 Y132S4 Y160M28 额定功率 Kw 5.5 5.5 5.5 同步转速/满载转速

9、 n m(r/min) 1000/960 1500/1440 750/720 表 1-1 根据带式传输机传动装置对电动机的要求，可以由表 1-1 选择电动机的型 号，则可选用 Y132M2-6 电动机，满载转速为 960r min，额定功率为 5.5kw。 二齿轮的设计二齿轮的设计 2.12.1 传动比的分配传动比的分配 （1 1）总传动比）总传动比 i=960/76.43=12.56 （2 2）分配传动装置各级传动比）分配传动装置各级传动比 由 机械设计基础实训指导表 2-2 取 V 带传动的传动比 i 0=3,则减速 器的传动比为 i a=i/i0=12.56/3=4.2 i 2=ia i

10、=i 1i2 i 1=3 （3 3）运动和动力参数计算）运动和动力参数计算 0 轴(电动机轴) P 0=Pd5.5kw n 0= nd=960 r/min T 0=9550P0/n0=95505.5/960=54.71Nm 1 轴(高速轴) P 1= P04=5.50.955.23kw 【4 为带轮的效率】 n 1=n0/i1=960/3=320r/min T 1=9550P1/n1=156.08 Nm 2 轴(低速轴) P 2= P132=5.230.970.995.02kw n 2=n1/i2=320/4.2=76.19r/min T 2=9550P2/n2=629.23 Nm【2 为轴承

11、的效率】 根据以上数据，我们可以把它列成一个表 2，更能清楚的了解数据： 表 2 轴名 电动机轴(0 轴) 1 轴 2 轴 功率 P/kw转距 T/N.m 转速 n/(r/min) 960 320 76.19 传动比 5.5 5.23 5.02 54.71 156.08 629.23 3 4.2 2 22 2 输入轴齿轮的设计输入轴齿轮的设计 已知电动机额定功率 P=5.5kw,转速n0960r/min,各轴的转速如： 表 3 转动轴 转速 n 输入轴（0 轴） 960 3 高速轴低速轴 （1 轴） 320 （2 轴） 76.19 4.2齿数比 由电动机驱动，工作寿命年限为 5 年，两班制工作

12、，连续单向运转，载荷 较平稳，允许输送带速度误差为0.5%,启动载荷为名义载荷的 1.5 倍。 （1 1）选择齿轮材料及精度等级）选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用 45 钢调质，硬度为 220250HBS;大齿轮选用 45 钢正火，硬度 为 170210HBS。因为是普通减速器，由 机械设计基础表 7-7 选择 8 级精 度，要求齿面粗糙度 Ra3.26.3m。 （2 2）按齿面接触疲劳强度计算）按齿面接触疲劳强度计算 因两齿轮为钢质齿轮，可应用公式 有关参数与系数。 转矩 T 1 T 1=9550 KT 1(u1) 3.52Z E d 3 du H 求出 d 1 值，确定 P5225 =9

13、550=1.6105Nmm n 1 320 载荷系数 k 及材料的弹性系数 Z E。 查机械设计基础表 7-10 取 K=1.1，表 7-11 取 ZE189.8 MPa 齿数 Z 1 和齿宽系数 d 。 取小齿轮的齿数 Z 1=25，则大齿轮齿数 Z2=254.2=105, 故取 Z2=105。因单级 齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，故由表选取 d=1 许用接触应力 H 由机械设计基础表 7-25 查得 Hlim1=560MPa，Hlim1=530MPa N 1=60njLh=603201（552516）=0.410 9 N 1 0.4109 N 2= =9.5107 i4.2 机

14、械设计基础表 7-24 查得Zn1=1，Zn2=1.06（允许有一定点蚀） 机械设计基础表 7-9 查得 S H=1 可得 H1= Z N1 H lim 1 1560 =560MPa S H 1 Z N2 H lim 2 1.06530 H2= =562MPa S H 1 故 2 5KT 1(u1) 3.52Z E 1.11.610 (41)3.52189.8 d 1 3 3 62.93mm du H 14560 2 m d 1 62.93 2.52mm z 1 25 由机械设计基础表 7-2 取标准模数 m=2.75mm （3 3）主要尺寸计算）主要尺寸计算 d 1 mz 1 2.7525

15、68.75mm d 2 mz 2 2.75105 288.75mm b d d 1 168.75 68.75mm 经圆整后取 b 2 70mm b 1 b 2 5 75mm a 11 m(z 1 z 2) 2.75(25105) 178.75mm 22 （4 4）按齿轮弯曲疲劳强度校核）按齿轮弯曲疲劳强度校核 求出，如 FF，则校核合格。 确定有关系数与参数： 齿形系数 Y F 由机械设计基础表 7-12 查得YF1 2.65,Y F 2 2.18 应力修正系数 Y S 由机械设计基础表 7-13 查得Ys1 1.59,Y s2 1.80 许用弯曲应力 F 由机械设计基础表 7-12 查得Fl

16、im1=205MPa，Flim2=190MPa 由机械设计基础表 7-9 查得SF=1.3 由机械设计基础表 7-23 查得YN1=YN2=1 由式得 Y N1 F lim 1 205 =158MPa S F 1.3 Y N2 F lim 2 190 =146MPa F2= S F 1.3 1= F 故 2KT 1 21.11.6105 F1= 2 Y F1YS1 2.651.59 112.07MPa F1=158MPa 2bm z 1 702.75 25 Y F2YS2 2.181.8 F2=F1 112.07=105.51MPa F2=146MPa Y F1YS1 2.651.59 齿根弯

17、曲疲劳强度校核合格 （5 5）验算齿轮的圆周速度）验算齿轮的圆周速度 v v v= d n 11 601000 3.1468.75320 1.15m s 601000 由机械设计基础表 7-7 可知，选 8 级为精度是合适的。 （6 6）几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图。）几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图。 以上根据数据我们可以制成表格： 直齿轮参数 模数 m,n=2.75 a=178.75mm d168.75mm d2288.75mm 齿数 齿轮宽度 z125 z2105 b1=75mm b2=70mm 中心距 分度圆直径 2.32.3 选择润滑方式选择润滑方式 闭式齿轮传动， ，齿轮的圆周

18、速度 v12m/s,常将大齿轮的轮齿浸入油池 中进行浸油润滑。要注意的是浸油深度为 12 个齿高，但不小于 10mm。 ( 推 荐 使 用 中 负 荷 工 业 齿 轮 油 ， 润 滑 油 运 动 粘 度 v 50c 120mm/s,v100c 23mm/s .) 三三. .轴的设计轴的设计 1 1高速轴的设计高速轴的设计 1)确定轴的最小直径 由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理, 由机械设计基础表 11-1 查得-1=55MPa , A=110 ,于是得 d min A3 P 1 5.23 1103 27.92mm n 1 320 因最小直径与 V 带轮配合，

19、有一键槽， 将直径增大 5%， 即 d=27.92105%= 29.32 mm，取 d=30 mm。 2）轴的结构设计 齿轮由轴环、套筒固定，左端轴承采用端盖和套筒固定，右端轴承采用轴 肩和端盖固定，轴右端最小段与 V 带轮配合。 轴的各段直径的确定 与 V 带轮配合的轴段是最小直径，取 d 6=30mm；V 带轮定位轴肩的高度取 h=3mm， 则 d 5=36mm； 选 6208 型轴承， 则 d1=40mm 右端轴承定位轴肩高度取 h=4mm， 则d 4=48mm； 取与齿轮配合的轴段直径d2= 45mm， 齿轮的定位轴肩的高度取h=5mm， 则 d 3=55mm。 轴上零件的轴向尺寸及其

20、位置 轴承宽度 b=18mm，齿轮宽度 B 1=75mm，V 带轮配合宽度 B2=45mm，轴承端盖 宽度为 15mm。 箱体内侧与轴承端面间隙取 1=2mm， 取齿轮与箱体内侧的距离 2=15mm，V 带轮与箱体之间的间隙4=40mm。 对应的轴各段长度分别为L 1=36mm，L2=78mm，轴环取 L3=8mm，L4=7mm， L 5=18mm，L6=55mm，L7=47mm。 2.2.低速轴的设计低速轴的设计 1)确定轴的最小直径 由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理, 由机械设计基础表 11-1 查得 -1=55MPa , A=110 ,于是得 d min

21、 A3 P 2 5.02 1103 44.43mm n 2 76.19 因最小直径与联轴器配合， 有一键槽， 将直径增大 5%， 即 d=44.43105%= 46.65 mm，选弹性柱梢联轴器，取标准内孔直径 d=48mm。 2）轴的结构设计 齿轮由轴环、套筒固定，左端轴承采用端盖和套筒固定，右端轴承采用轴 肩和端盖固定，轴右端最小直径段与联轴器配合。 轴的各段直径的确定 与联轴器配合的轴段是最小直径，取 d 6=48mm；联轴器定位轴肩的高度取 h=1mm， 则 d 5=50mm； 选 6211 型轴承， 则 d1=55mm 右端轴承定位轴肩高度取 h=4mm， 则d 4=63mm； 取与

22、齿轮配合的轴段直径d2= 58mm， 齿轮的定位轴肩的高度取h=5mm， 则 d 3=68mm。 轴上零件的轴向尺寸及其位置 轴承宽度 b=21mm，齿轮宽度B 1=70mm，联轴器配合宽度B2=80mm，轴承端盖 宽度为 20mm。 箱体内侧与轴承端面间隙取 1=2mm， 取齿轮与箱体内侧的距离 2=18mm，3=70+21=91mm，联轴器与箱体之间的间隙4=50mm。 对应的轴各段长度分别为 L 1=45mm，L2=67mm，轴环取 L3=8mm，L4=16mm， L 5=21mm，L6=70mm，L7=78mm。 轴的支承跨度 L=45+67+8+16=136mm 四轴的校核 验算轴的

23、疲劳强度 已知 P 2=5.02kw n2=76.19r/min T2=629.23N.m d2=58mm 输出轴齿轮上的圆周力 F t= 2T 2=15789.31N m d 2 径向力 F r= F t tan200 =5746.84 N 画输出轴的受力简图(a) Fr Ft （a） A C B 6868 画水平平面的弯矩图(b)，列平衡方程，可求得 Ft FAH FBH MCH （b） F AH= FBH=2873.42 N M CH= L FAH=64.52873.42=185335.6 Nmm 2 画竖直平面的弯矩图(c)，同样列平衡方程，可求出 F r FA V MCV FB V

24、（c） F AV= FBV=7894.57 N M CV1= MCV2=MCV64.57894.57 = 509199.44Nmm 画合成弯矩图(d) MC （d） M C1 =M C2 =M C MCH2MCV12=54188 Nmm 画转矩图(e)。 （e） MC T （f） T=627000 Nmm 画当量弯矩图(f)，转矩按脉动循环，取 =0.6，则 T=0.6627000=376200 Nmm 2M ec1 M c2 M c1 2T （54188）+(376200)2130725N mm 2 由当量弯矩图可知 C 截面为危险截面当量弯矩最大值为 MeC=130725 Nmm。 验算轴

25、的直径 d 3 Mec130725 3 28.75N mm 0.1 1 0.155 因 C 截面有一键槽，所以将直径加大 5%，则 d=28.75105%= 30.19 mm,而 C 截面的设计直径为 34,所以强度达标。 绘制轴的零件图 五五 键的选择。键的选择。 输入轴上 L -上弹性联轴器与轴连接圆头键截面 b*h=10mm x 8mm， L=45mm 输出轴上的齿轮的圆头键截面 b*h=16mm x 10 mm, L=45mm L -弹性联轴器与轴连接的圆头键截面 b*h=14mm x9mm，L=40mm 1.1.强度校核强度校核 平键的主要失效形式为组成键连接的轴或轮毂工作面部分的磨

26、损 ,须按工 作面上的压强来进行强度计算.(键为钢制, p=150MPa) 输入轴上的转矩 T 1=156.08Nm 圆头平键 4T4156.08103 57.8MPa p dhl30845 校核完全符合条件。 在输出轴上的转矩 T 2=629.23Nm 在 L -上圆头平键的校核 4T4629.23103 61.99MPa p dhl581070 校核完全符合条件. L -轴段上圆头平键的校核 4T4629.23103 145.66MPa p dhl48940 校核完全符合条件. 六六. .箱体的选择和尺寸确定箱体的选择和尺寸确定 （1 1）箱座尺寸的选择和尺寸确定）箱座尺寸的选择和尺寸确定

27、 箱体的选择要求和轴与其它零件要配合使用，误差不能太大。 本次设计的为一级减速器,输入轴和输出轴均有一端伸出箱体与联轴器联接,故 采用输出轴的支撑跨度最能准确的确定箱体的宽度. 由已知条件，支撑跨度 L=205mm，大齿轮的齿顶圆半径为 R 大=147.13mm， 则箱体的数据初定为： 箱座壁厚： 1 0.02a518,则取10 箱盖壁厚： 1 0.02a18,则取 1 10 箱座凸缘的最小厚度：b 1.515mm,故取 b=20mm 箱盖凸缘的最小厚度：b 1 1.515mm,故取 b=20mm 箱座底凸缘的的最小厚度：b 2 2.5 25mm,故取 b 2=30mm 箱盖上凸缘的的最小厚度

28、 b 2 =2.5=25mm,故取 b 2 =30mm 地脚螺栓的最小直径：d f 0.036a12 16mm ,故取 d f=18mm 地脚螺栓数目：n 4 轴承旁联接螺栓直径, 根据凸缘的长度 L=2 X 50mm=100mm 取螺拴为 M20X126 箱盖与箱座连接螺栓直径：d 1 0.75d f 0.7516 12mm 联接螺栓d 2 的间距：l 150 200mm取 l=200mm 轴承端盖螺栓的最小直径：d 3 0.5d f 8mm,故取 d 3=10mm 窥视孔盖螺钉直径：d 4 0.4d f 6mm 定位销直径：d 5=8mm 螺纹油塞的直径:d 6=12mm 螺拴的定位应适当

29、,余留足够的空间给螺栓扳手,根据机械设计基础图 5-2 中表示: 螺拴轴线到被连接件边缘的距离: e=d+(36)mm 通孔直径: d 0=1.1d 所有的螺拴定位应满足以上的公式,才能保证螺拴的正确定位。 轴承端盖外径：DD 1+2.5d， 根据公式确定了 2 对端盖的外径,分别为 D 0=200mm, D1=90mm, 七七. .设计小结设计小结 通过这次设计，使我加深了对所学知识的理解，并对于展开式减速的基本 理论、基本方法有一个系统的完整概念，培养了我综合运用所学知识独立解决 齿轮、轴、轴承、箱体设计中的实际问题的能力和开发创新精神。另外，还锻 炼了我对于实际问题如何思考，如轴的强度、

30、轴承的寿命、齿轮失效等问题。 以及怎样在工程上合理的设计和解决问题的能力, 最大的收获就是学会了怎么 把平时学的理论知识运用到现实中去。 当然，在实际的设计过程中，也存在很多问题， 在今后的学习与实践中， 我会更加注意自己在设计中的不足之处，不断改进和提高自身水平。另外，我 对齿轮的啮合的设计也有了一个全面的认识，同时，也发现自己在理论知识的 运用和动手实践等方面的能力有待加强。 总之，在这次设计中，我学到了很多东西，包括团队合作精神以及那些在 课程中应该掌握的基础知识和技能。本次设计在老师的指导下，我们才能顺利 完成的，并且懂得更多的东西，在此感谢老师们的细心教导。 对本次的课程设计，恳请老师给于指正！