机械设计课程设计说明书_带式输送机传送装置.doc

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1、目录一.题目及整体分析2二.各主要部件选择3三.电动机的选择3四.分配传动比4五.传动系统的运动和动力参数计算5六.设计高速级齿轮7七.设计低速级齿轮11八.链传动的设计16九.减速器轴及轴承装置、键的设计18十.润滑与密封31十一.箱体的设计32十二.设计小结35参考文献36一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的传动装置给定条件：传动简图如图1-1所示，设计参数列于表1-1。工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期为10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为。带式输送机的传动效率为0.96。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点

2、及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下：图1-1 带式输送机传动简图图示：1为电动机，2为联轴器，为减速器，4为高速级齿轮传动，5为低速级齿轮传动，6为链传动，7为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖，油标和油尺，放油孔和螺塞，通气器，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。输送带的牵引力F/KN2.6输送带的速度v/(m/s)1.2输送带滚筒的直径D/mm390

3、表1-1 带式输送机的设计参数二.各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳，承载能力大，传动效率高直齿轮不产生轴向力，但传动平稳性差一些高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大滚动球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链三.电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为PwFV2600N1.2m/s=3.12KW圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为10.98 2滚动轴承传动效率(四对)为20.99 4弹性联轴器传动效率30.99 带式输送机的传动效率

4、为40.96链传动的效率50.96电动机输出有效功率为电动机输出功率为型号按选电动机型号查得型号Y132S-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=5.5 kW满载转速1440 r/min同步转速1500 r/min选用型号Y132S-4封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速（r/min）；nw 为工作机输入轴的转速（r/min）。计算如下, 取.28 :总传动比，：链传动比，：低速级齿轮传动比，：高速级齿轮传动比五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析

5、结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为轴、轴、轴、轴；对应于各轴的转速分别为；对应各轴的输入功率分别为；对应各轴的输入转矩分别为；相邻两轴间的传动比分别为；相邻两轴间的传动效率分别为。各轴转速n(r/min)，输入功率P(KW)，输入转矩T(N m)系统的运动和传动动力参数计算 高速轴的转速，输入功率，输入转矩中间轴的转速，输入功率，输入转矩低速轴的转速，输入功率，输入转矩滚筒轴的转速，输入功率，输入转矩圆柱齿轮传动(7级精度)效率为10.98 滚动轴承传动效率为20.99 弹性联轴器传动效率30.99 带式输送机的传动效率为40.96链传动的效率50.96：链传动比

6、，：低速级齿轮传动比，：高速级齿轮传动比轴号电动机两级圆柱减速器工作机轴轴轴轴转速n(r/min)=1440n1=1440n2=378.95n3=134.38n4=58.94功率P(kw)P=5.5P1=5.445P2=5.28P3=5.13P4=4.87转矩T(Nm)T1=36.11T2=133.06T3=364.57T4=692.19两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比 ii01=1i12=3.8i23=2.82i34=2传动效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.95高速级齿轮设计 六设计高速级齿轮1.选精度等级、材料及齿数，齿型1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2)材

7、料选择。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为380HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4)选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z2Z13.824=91.2，取=91。 2.按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式109a进行试算，即 1)确定公式各计算数值(1)试选载荷系数(2)计算小齿轮传递的转矩(3)由表107选取齿宽系数(4)由表106查得材料的弹性影响系数(5)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限(6)由式1013计算应力循环次数 Z1 =24Z2=91高速

8、级齿轮(7)由图1019曲线1查得接触疲劳强度寿命系数，(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式1012得 2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值(2)计算圆周速度v (3)计算齿宽b (4)计算齿宽与齿高之比 bh模数(5)计算载荷系数K 根据，7级精度，由图108查得动载荷系数 假设，由表103查得 由表102查得使用系数.25由表104查得S=1 高速级齿轮设计 由图1013查得故载荷系数 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为1)确定公式内的计算数值(1

9、)由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2)由图1018查得弯曲疲劳寿命系数， (3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由式1012得 (4)计算载荷系数高速级齿轮设计(5)查取齿形系数由表105查得，(6)取应力校正系数 由表105查得(7)计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.33，并就近圆整为标准值2.0。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有，取大齿轮齿数取4.几何尺寸计

10、算1)计算分度圆直径2)计算齿根圆直径3)计算中心距将中心距圆整后取。4)计算齿宽取5.验算合适七.设计低速级齿轮1.选精度等级、材料及齿数，齿型1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2)材料选择。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为380HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4)选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z2Z12.8224=67.68，取=68。 2.按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式109a进行试算，即 1)确定公式各计算数值(1)试选载荷系数(2)计算小齿轮传递的转矩低速级齿轮设计

11、(3) 由表107选取齿宽系数(4)由表106查得材料的弹性影响系数(5)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限(6)由式1013计算应力循环次数(7)由图1019曲线1查得接触疲劳强度寿命系数，(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式1012得 2) 计算(1)试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值(2)计算圆周速度 (3)计算齿宽 (4)计算齿宽与齿高之比 bh 模数低速级齿轮设计(5)计算载荷系数K 根据，7级精度，由图108查得动载荷系数假设，由表103查得 由表102查得使用系数.25由表104查得 由图1013查得故

12、载荷系数 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为1)确定公式内的计算数值(1)由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2)由图1018查得弯曲疲劳寿命系数， 低速级齿轮设计(3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由式1012得 (4)计算载荷系数(5)查取齿形系数由表105查得，(6)取应力校正系数 由表105查得(7)计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有

13、弯曲强度算得的模数2.33，并就近圆整为标准值2.5。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有，取大齿轮齿数取低速级齿轮设计4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径2)计算齿根圆直径3)计算中心距将中心距圆整后取。4)计算齿宽取5.验算合适链传动的设计八.链传动的设计1. 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数，大齿轮的齿数为材料选择40钢，热处理：淬火、回火。2. 确定计算功率由表96查得，由图913查得，单排链，则计算功率为：。3. 选择链条型号和节距根据及查图911，可选20A-1。查表91，链条节距为。4. 计算链节数和中心距初选中心距。取。相应得链长节数

14、为，取链长节数节。查表97得到中心距计算系数，则链传动的最大中心中心距为：。5. 计算链速v，确定润滑方式 由和链号20A1，查图914可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。6. 计算压轴力有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为。链传动的设计7. 链轮的结构设计小直径的链轮一般做成整体式；中等尺寸的链轮多做成孔板式，为便于搬运、装卡和减重，在辐板上开孔；大直径的链轮可做成组合式，常可将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上，此时齿圈与轮芯可用不同材料制造。根据轴的尺寸可确定链轮轴孔d=45mm，轮毂长度L=80mm，可与减速器的相关尺寸协调。8. 链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分

15、度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高最大轴凸缘直径节距p=31.75mm，滚子直径=19.05mm，小链轮齿数，大链轮齿数，内链板高度减速器轴及轴承装置键的设计九.减速器轴及轴承装置、键的设计1.轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计.输入轴上的功率转矩.求作用在齿轮上的力 圆周力，径向力，.初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取(以下轴均取此值），于是由式152初步估算轴的最小直径。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3

16、,则 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L42的半联轴器。 与轴配合的毂孔长度。减速器轴及轴承装置键的设计.轴的结构设计 1)拟定轴上零件的装配方案（见图9-1） 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为满足半联轴器的轴向定位要求，1轴段右端需制一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取。 (2)初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据，初选型号6205深沟

17、球轴承，其尺寸为，基本额定动载荷，基本额定静载荷，故,轴段3和5的长度取相同,，。(3)轴段4做成齿轮轴。轴段4的直径应根据6205的深沟球轴承的定位轴肩直径确定，取,。其余尺寸如图91(4)取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得,，。(5)参考表152，取轴端为和各轴肩处的圆角半径。图9-1 输入轴的结构布置简图减速器轴及轴承装置键的设计5.受力分析、弯距的计算 1)计算支承反力 在水平面上 在垂直面上故总支承反力 2)计算弯矩并作弯矩图 (1)水平面弯矩图 (2)垂直面弯矩图 (3)合成弯矩图 3)计算转矩并作转矩图减速器轴及轴承装置键的设计6.作受力、弯矩和扭矩图图 92轴受力、弯矩和扭矩图7

18、.选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（A型）轴的直径d=18mm,选，联轴器:由式61，查表62，得 ，键校核安全8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式155，并取，轴的计算应力，由表151查得，,故安全减速器轴及轴承装置键的设计2.轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1.中间轴上的功率转矩2.求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 3.初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取，于是由式152初步估算轴的最小直径中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%15%，取增大12%

19、得，圆整的。这是安装轴承处轴的最小直径4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初选型号6207的深沟球轴承参数如下，基本额定动载荷基本额定静载荷，故。轴段1和5的长度相同,故取。(2)轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧，轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿减速器轴及轴承装置键的设计宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径, 轴肩高度,取 ，。(3)轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4的

20、长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，(4) 参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径 见图93。 图93 中间轴的结构布置简图5.轴的受力分析、弯距的计算1)计算支承反力： 在水平面上 减速器轴及轴承装置键的设计在垂直面上： 故 总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)计算转矩并作转矩图减速器轴及轴承装置键的设计6. 作受力、弯矩和扭矩图图94轴受力、弯矩和扭矩图7.选用校核键1)低速级小齿轮的键由表61选用圆头平键（A型），小齿轮轴端直径d=40mm,，小齿轮齿宽B=85mm，。 由式61，查表62，得 ，键校核安全

21、2)高速级大齿轮的键 由表61选用圆头平键（A型），大齿轮轴端直径d=40mm，大齿轮齿宽B=50mm，。 由式6，减速器轴及轴承装置键的设计查表62，得 ，键校核安全8.按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面，根据式155，并取， 由表查得，校核安全。3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1.输入功率转速转矩2.第三轴上齿轮受力3.初定轴的直径轴的材料同上。由式152，初步估算轴的最小直径输出轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%15%，圆整的。这是安装链轮处轴的最小直径，取，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：，为保证链轮与

22、箱体的距离，取。4.轴的结构设计1)拟定轴的结构和尺寸（见图95）2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度减速器轴及轴承装置键的设计(1) 为满足链轮的轴向定位要求，1轴段右端需制一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。(2)轴段3和轴段6用来安装轴承，根据，初选型号6212的深沟球轴承，参数基本：，基本额定动载荷基本额定静载荷。由此可以确定： ，取 ，。 (3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径,取,。

23、(4)取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，(5)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见图95。图95 轴的结构布置简图减速器轴及轴承装置键的设计5.轴的受力分析、弯距的计算(1)计算支承反力 在水平面上 在垂直面上故(2)计算弯矩1)水平面弯矩 在C处，2)垂直面弯矩 在C处， 在B处 ，(3)合成弯矩图 在C处在B处，(4)计算转矩，并作转矩图 (CD段)减速器轴及轴承装置键的设计6.作受力、弯矩和扭矩图 图96 轴受力、弯矩和扭矩图7.选用校核键1)低速级大齿轮的键由表61选用圆头平键（A型）d=62mm， ，。由式61，查表62，得 ，键校核安全2)高速级链轮的键 由表61选用圆

24、头平键（A型）d=45mm，由式61，查表62，得 ，键校核安全减速器轴及轴承装置键的设计8.按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式155，并取，d=62mm，由表151查得，校核安全。润滑与密封十.润滑与密封1.润滑方式的选择 减速器传动零件的轴承都需要良好的润滑，其目的是为减少摩擦、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热。1)因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，传动零件将油池中的油甩到箱壁上，可以使润滑油加速散

25、热。箱体内应有足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要。为避免大齿轮回转时将油池底部的沉积物搅起，大齿轮齿顶圆到油池底面的距离应大于3050mm。2)计算所需油量 。对于一级减速器每传递1kW的功率需油量约为350700(润滑油的粘度高时取大值)。对于多级减速器，应按传动的级数成比例的增加油量。轴的输入功率为5.28kW。3)验算油池中的油量V是否大于传递功率所需油量 油池中油量，符合要求。4)轴承采用脂润滑，需要定期检查和补充润滑脂。脂润滑易于密封，结构简单，维护方便。为防止箱内润滑油进入轴承室而使润滑脂稀释流出，同时也防止轴承室中的润滑脂流入箱体内而造成油脂混合，通常在箱体轴承座箱内一侧装设甩

26、油环。润滑脂的充填量为轴承室的1/21/3，每隔半年左右补充或更换一次。2.密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。毡圈密封结构简单，但磨损快，密封效果差，主要用于脂润滑和接触面速度不超过5m/s的场合。3.润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用全损耗系统用油， LAN68(GB 4431989)；润滑脂选7407号齿轮润滑脂(SY 40361984)。箱体的设计十一.箱体的设计1. 箱体的刚度减速器箱体一般采用剖分式结构，分箱面处的凸缘结构和轴承座结构对箱体的刚度有很大的影响。箱体底座凸缘的结构会影响箱体的支撑刚度。1) 轴承座壁厚和加强肋的确定为了保证轴承座的刚度，轴承座孔应有一定的壁厚。设计轴承座孔采用凸缘式轴承盖，根据安装轴承盖螺钉的需要确定轴承座厚度以满足刚度的要求。为了