1、 机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机班 级： 设 计 者： 学 号：指导老师： 日 期：2011 年 01 月 06 日 目录一、题目及总体分析1二、选择电动机2三、传动零件的计算71）带传动的设计计算72）减速箱的设计计算10.高速齿轮的设计计算10.低速齿轮的设计计算14四、轴、键、轴承的设计计算20输入轴及其轴承装置、键的设计20中间轴及其轴承装置、键的设计25输出轴及其轴承装置、键的设计29键连接的校核计算33轴承的校核计算35五、润滑与密封37六、箱体结构尺寸38七、设计总结39八、参考文献39一、题目及总体分析题目：带式输送机传动装置设计参数：传动方案 输送带的牵引力F
2、， （KN）输送带的速度V， （m/s）提升机鼓轮直径D， （mm）带传动两级齿轮减速 7 0.4 350设计要求：1).输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2).输送带鼓轮的传动效率取为 0.97。3).工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 小时。设计内容：1. 装配图 1 张；2. 零件图 3 张；3. 设计说明书 1 份。说明：1. 带式输送机提升物料：谷物、型砂、碎矿石、煤炭等；2. 输送机运转方向不变，工作载荷稳定；3. 输送带鼓轮的传动效率取为 0.97；4. 工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 小时。装置分布如图：二、选择电动机1. 选
3、择电动机类型和结构形式按工作条件和要求选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机，卧式封闭。2. 选择电动机的容量三相电压电动机所需的工作效率为： dwP电动机功率; wP-工作机所需功率;工作机所需要功率为： wFvP10传动装置的总效率为： 42d13按表 2-3 确定各部分效率：V 带传动效率 97.01，滚动轴承传动效率 2. ，闭式齿轮传动效率 3,联轴器效率 4.，传动滚筒效率 097 ，则 4242d130.97.8 所需电动机功率为： d0.3.61078dFvPKW选择的电动机的额定功率 edP要略大于 Pd，由 Y 系列三相异步电动机技术数据选择电动机额定 edp为 4.0KW
4、。3. 确定电动机转速工作机转速：w601n2.83/minvrD电动机转速可选范围：V 带传动的传动比常用范围 421i，二级圆柱齿轮减速器传动比范围 35， 故电动机转速的可选范围为： 2 2dwwinn98r/min:带 轮 （ 4） （ 35） 查表可知，符合条件的电动机有三种，但综合考虑电动机和传380V 动装置的尺寸，结构和带传动，以及减速箱的传动比，认为选择 1Y32M-6电动机较为合理。其主要技术参数如下：电动机型 号额定功率P（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min） 额 定 转 矩堵 转 转 矩 额 定 转 矩最 大 转 矩1-4.0 1000 960 2 2电动
5、机的相关尺寸：中心高 H外形尺寸 HDACL)2(底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸尺 寸DE键公称尺 寸Fh132 515345315 216178 12 3880 101324.计算传动比总传动比 ai为：mawn960i43.821. 为使带传动外部尺寸不要太大，初步取 i带 2.5ai17.592齿 带 分配减速器的各级传动比：1i.47592齿 0i齿齿 2齿 1 3.65.计算传动装置的运动及动力参数计算各轴转速：轴： mn384r/ini带 轴： 1r/ii齿 7.轴： 2n.r/ini齿 带的传动比不宜过大，齿比接近便有设计序号为从电动机到鼓轴： Vn21.7r/min
6、计算各轴的输入功率：轴： d01P3.5KW 轴： 229 轴： 3.10 轴： V424P8K 计算各轴的输出转矩：电动机所需的实际转矩即为电动机的输出转矩：ddmPT9503.91Nn 轴： d01i 带 87.轴： 2齿 4轴： 3TiN 齿 59.轴： V4m 106.将运动和运动参数计算结果进行整理并列成表：功率 P/KW 转矩 T/Nm轴名输入 输出 输入 输出转速 nr/min传动比i效率 电机轴 3.61 35.91 960轴 3.50 87.08 384 2.5 0.97轮机一次递增 轴 3.29 401.47 78.37 4.9 0.94轴 3.10 1359.89 21.
7、77 3.6 0.94轴 2.98 1305.90 21.77 1 0.96三、传动零件的计算1）带传动的设计计算1、确定计算功率 caP：在空载、轻载启动总，每天工作 16 小时时，查表知工况系数作 AK=1.1，所以有： caP= AKd=4KW1.1=4.4kW2、选择 V 带带型：根据 =4.4kW 和小带轮转速 mn960 inr查表可知，选用 A 型 V 带。3、确定带轮基准直径并验算带速 ：初选小带轮直径 1d，小带轮直径 mind=75mm,根据基准直径系列初选：1d=100mm，则：带速 = 1260s=5.03 s因为 在（525） ms之间，所以基本满足要求。2d= 01
8、id=2100mm=250mm，由查表圆整为 2d=250mm。4、确定 V 带中心距 a和基准长度 dL： 初选中心距 0：0.7( 1d+ 2)02( 1+ 2)245mm0a700mm取 0a=500mm,带所需的基准长度 0dL： 2 0a+ 12()d+ 210()4da=56.83mm=1558.1mm由 V 带基准长度系列表取 dL=1600mm。则实际中心距 a： 0+ 02=458mm。中心距 的变化范围为： min.15480.15643dLmmax030mm5、验算小带轮上的包角 1：12157.80()da62.90固满足要求。6、计算单根带的额定功率 rP和根数 z：
9、由 1d=100mm 和 mn=960 in，查表并用插值法得普通带的基本额定功率0P=0.95kW。由 1n=960 ir和 带 =2.5 以及 A 型带，查表并用插值法得 0P=0.10KW。由 = 62.7，查表并用插值法得 K=0.955。由基准长度 dL=1600mm，以及 A 型带查表得长度系数 LK=0.99。固： 01().95.950.3rLPkWk带是根数： 43209carPz，取 z=57、计算单根 V 带初始拉力最小值 0min()F：查表知道单根 A 型 V 带单位长度的质量为 q=0.10kgm，于是20min(2.5)()caKPFz2(.095)4.015.3
10、 N154.25N应使带的实际初拉力 0Fmin()。8、计算压轴力 pF：压轴力的最小值为 1min0in()2()s524.89pzFN9、确定带轮的结构尺寸由 103d，采用腹板式结构，25，采用腹板式结构。由 V 带设计可知 z=5 根，则由课本表 8-10 可得e=15mm,f=10mm, ah=3mm则带轮的宽度为 1251208Bzef m小带轮的外径1036adah大带轮的外径 225ada2）减速箱的设计计算.高速齿轮的设计计算1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 、 选用直齿圆柱齿轮传动。（2） 、 由于输送机属于一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。（
11、3） 、 材料需选择。选择小齿轮的材料为 40rC（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40 。（4） 、初选小齿轮的齿数 124z大齿轮的齿数为 .907.618，取 118。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式有 21312.EtdHKTZu:（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 1.3tK。2）计算小齿轮传递的转矩。55149.09.103.29848.PTNmnNm:3）根据高速级齿轮大小齿轮都为软齿面，两支承相对于小齿轮做不对称布置，由查表得齿宽系数为 1d（课本表 107） 。4）根据配对齿轮材料都是锻
12、钢，由查表得 1289.EaZMP。 （课本 106）5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160；大齿轮的接触疲劳限度极限 lim250aMP。 （课本 1021d）6）由公式计算应力循环次数。 8163841(06).510hNnjL28.50.497）根据 的大小由课本图 1019 取接触疲劳许用应力：10.HNK， 20.9HN8）计算接触疲劳许用应力。取失效率为 1%，安全系数为， 1HS，由公式得1lim0.96540HNaaMP2li2 6KS（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径 21312.EtdHKTZu:2431.810.918.2 5.9740td m :2）计
13、算圆周速度 。 15.97381.2660601tnss3）计算齿轮宽 b。 15.975.9dtbm:4）计算齿宽与齿高之比 h。模数 1.2.34ttmz齿高 *12()(10.5).25.48athhcm .976248b5）计算载荷系数。根据 1.26ms，7 级精度，由书 108 图表得动载荷系数 1.02vK；对直齿轮 1HFK；由载荷状态均匀平稳查表得使用系数 A；由课本表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时：.420HK；由 10.67bh， 1.H由课本图 1013 得 1.38FK；故载荷系数.240AvFH6） tK和 的数值相差较大，所以按实
14、际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得： 331 1.485.975.027ttKdm7）计算模数 m： 158.027.418dmz3、按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式为 132FaSdYKTmz(1) 确定公式内的各计算数值1）由课本图 1020c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 150FEaMP；大齿轮的弯曲强度极限 2380FEaMP；2）由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 10.95FNK， 2.98FN；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 .4,FS由 F公式得1220.9539.284.86NEaaFKMPS4）计算载荷系数 K。 1.02.38140AvFK5）
15、查取齿形系数。由书表 105 并用差值法得: 12.65FaY， 2.17Fa。查取应力校正系数。由书表 105 并用差值法得: 1.8Sa， 2.0Sa。6）计算大、小齿轮的 FaSY，并加以比较。12.6580.123439.7.6aSFY比较可知：大齿轮的数值大。（2）设计计算 4321.408.10.681.04mm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计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.804mm 并就近圆整为标准值（第二系列
16、）2.5m，按接触强度算得的分度圆直径 158.027dm，算出小齿轮齿数：158.029dzm大齿轮齿数: 24.9012.4z:，这样计算出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并且结构紧凑。4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 12925844dzmm(2)计算中心距 1258417dam(3)计算齿轮宽度 158db取 258Bm， 165。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算由于 *1(2)(921)6210adzhmm4395m所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。.低速齿轮的设计计算1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料
17、及齿数（1） 、 选用直齿圆柱齿轮传动。（2） 、 由于输送机属于一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。（3） 、 材料需选择。选择小齿轮的材料为 40rC（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。（4） 、选小齿轮的齿数 124z，大齿轮的齿数为 243.608.z，取 285z。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式有21312.EtdHKTZu:（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 1.3tK。2）计算小齿轮传递的转矩。 5519.09.103.783.7PTNmnNm:3）根据高速级齿轮大小齿轮
18、都为软齿面，两支承相对于小齿轮做不对称布置，由查表得齿宽系数为 1d。4）根据配对齿轮材料都是锻钢，由查表得 1289.EaZMP。5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160；大齿轮的接触疲劳限度极限 lim250aMP。6）由公式计算应力循环次数。 8126078.31(06)1.0hNnjL72.85.37）根据 N的大小由课本图 1019 取接触疲劳许用应力：10.95HNK， 21.0HN。8）计算接触疲劳许用应力。取失效率为 1%，安全系数为， HS，由公式得1lim0.956570NHaaMP2li2KS（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径 21312.EtdHKTZu
19、:2531.703.6189.7.150td m2）计算圆周速度 。 19.7468.3.766001tnss3）计算齿轮宽 b。 187.25.dtm:4）计算齿宽与齿高之比 h。模数 ： 1.3.6024ttmz齿高 ： *1()(21.5)3.82.601athhcmm0.67b5）计算载荷系数。根据 0.376ms，7 级精度，由书 108 图表得动载荷系数 1.0vK；对直齿轮1HFK；由载荷状态均匀平稳查表得使用系数 A；从课本表 10-4 中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7 级精度时 .429H；由 0.6bh， .429HK，由图 1013 得 1.40FK；故
20、载荷系数 29.AvH6） t和 的数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得 331 1.42987.58.mttKd7）计算模数 m： 189.3.7452dmz3、按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式为 132FaSdYKTmz(1) 确定公式内的各计算数值1）根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 150FEaMP；大齿轮的弯曲强度极限 2380FEaMP；2）由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 1.93FNK， 2.96FN；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 .4,FS由 F公式得1220.93532.144.6860.57NEaaFKMPS4）计算载
21、荷系数 。 1.0.410AvFK5）查取齿形系数。由书表 105 并用差值法得: 12.65FaY， 2.1Fa。查取应力校正系数。由书表 105 并用差值法得: 1.8Sa， 2.75Sa。6）计算大、小齿轮的 FaSY，并加以比较。12.6580.12634.7.5FaSFY显然大齿轮的数值大。（2）设计计算 5321.40710.3.02mm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计算的模数，由于齿轮模数 的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 3.023mm 并就
22、近圆整为标准值（第一系列）3.0m，按接触强度算得的分度圆直径 194.685dm，算出小齿轮齿数：130.z大齿轮齿数 2为使 1z和 2互质，取 207z。4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 12309721dzmm(2)计算中心距1290305.da(3)计算齿轮宽度 190dbm取 290Bm， 195。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算由于 *1(2)(3021).9160adzhmmm2703275所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。四、轴、键、轴承的设计计算布置图如下（此图主要表现轴的形状，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）.输入轴的设
23、计计算1.轴上的功率 1P、转速 1n和转矩 1T。由电动机的选择可知： mn384r/ini带 d01P.5KW TiN870m 带 87.2、求作用在齿轮上的力。轴（高速级）的小齿轮的直径 158d，有128703025tdTNmF:tan32tan19r N:在安装从动带轮处作用在轴上压轴力： 1min0in()()s54.82pFz据经验值，取 1.3：min()912.P N3.初步确定轴的最小直径按教材机械设计式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3 取 0125A，于是得：33min0.5126.84pdAm由于轴上必须开由两各键槽
24、，所以最小直径按 13%增大：min(26.13%)29.5d4.轴的结构设计计算（1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示，AB 段为从动 V 带轮， BC 段为套筒，CD轴承端盖，DE 为轴承，IF 为轴上的齿轮，FG 为套筒，GH 轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）初步选择滚动轴承。因轴承仅承受径向力的作用，故可以采用深沟球轴承。参照工作要求并根据 min29.5d，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、0 级公差等级的深沟球轴承 6406，其尺寸为 3923dDBm，故 30AEIH，而 23DEGHlm。2)为了满足齿轮和轴承的轴向定位要求，AE 右端
25、和 IF 左端需制出轴肩，因为定位轴肩的高度 (0.7.1)AEhd，取 .1AEhd，所以 6EId。轴的左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为 34m，为了保证轴端挡圈只压在从动带轮上的轮毂上不压在轴的端面上的缘故。3）从动带轮的宽度 80Bm， 23DEGHlm，齿轮的宽度 165B。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取从动带轮右端与轴承端盖外端面键的距离 30BClm。轴承端盖的的宽度为 20m。所以： (82)153AEl取20，根据中间轴的设计：(209525)mm=140m所以轴的全长为（153140652023）401（3）轴上零件的周向定位。齿轮、大皮带轮和
26、轴之间都采用平键连接。查表 6-1 得齿轮端平键截面参数为: 128,60.bhml大带轮截面参数为：87,0.bhl取轴端倒角为 145同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为 76Hn；带轮与轴的配合为 76Hk。滚动轴承和轴的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 6m。.求轴上的载荷1）计算轴上各种力或力矩的大小。 1238.两 支 点 的 距 离 12H2293,953784,Nm159186Nm870NNHVVFFMT危 险 截 面危 险 截 面危 险 截 面 2）做出轴的计算简图。(7).按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上
27、的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6，轴的计算应力：22357.4bhdMTTcaWMPa前面已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由教材表 15-1 查得:160aP因为： 1ca 所以选择轴直径 d30mm 满足要求。此时： 36EIdm .中间轴的设计计算1、轴上的功率 2P、转速 2n和转矩 2T。由前面的计算知道： 122d1r/miniP3.9KWTiN4017m齿 齿 78. 40.2、求作用在齿轮上的力。记中间轴的输入动力的齿轮为齿轮 1，输出动力的齿轮为齿轮 2。齿轮 1、2 的直径分别
28、为： 1284dm， 290d有1787tdTNF:2409219td12tan36tan081347rtFNN:3、初步确定轴的最小直径。按教材机械设计式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3 取 012A，于是得：33min0.9124.778pdAm由于轴上必须开有两个各键槽，所以最小直径按 15%增大：min(41.75%)4.0d4、轴的结构设计。（1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示，AB 段为轴承，BC 段为套筒，CD 齿轮 2，DE为光轴，EF 为齿轮 1，FG 为套筒，GH 轴承,QA 和 HP 都是轴承端盖。（2）根据
29、轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）初步选择滚动轴承。因轴承仅承受径向力的作用，故可以采用深沟球轴承。参照工作要求并根据 min48.0d，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、0 级公差等级的深沟球轴承 6210，其尺寸为：5920dDBm，故 5ADEH，而 20ABGHlm。2)为了满足两齿轮的轴向定位要求，CD 右端和 EF 左端需制出轴肩，因为定位轴肩的高度 (.7.1)hd，取 0.1hd， 所以 53DEd。3）齿轮 1 的宽度为面 58mm，齿轮 2 的宽度为 95mm,由输入轴的长度可知：减速箱的宽度为 225mm，FG 24mm,EF58mm，DE28mm ，CD
30、 95mm，BC20mm。（3）轴上零件的周向定位。两个齿轮与齿轮的周向定位均采用平键连接。由教材机械设计中的表得，平键截面 149bhm，键槽用盘铣刀加工，左端键长取为 90mm，右端键长取为 50mm，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合均为 76Hn；滚动轴承和轴的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 6m。取轴端的倒角为 1.645，轴肩处的圆角半径为 1.6R。.求轴上的载荷1）计算轴上各种力或力矩的大小。 1237.m两 支 点 的 距 离 1VV2264,54008N83795HHFMMN ， ，12222407Nm,1305Nm,3947958VVM（ ）d12TiNm4017 齿 40.72）做出轴的计算简图。6、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6，轴的计算应力为：22223()48(417)38.9.5ca aaMTMPW
