1、机械设计课程设计说明书设计题目:一带式输送机传动装置设计 指导 班级 2011.01.05西北工业大学目 录第一部分 传动方案拟定第二部分 电动机的选择第三部分 运动参数及动力参数计算第四部分 传动零件的设计计算第五部分 轴的设计计算第六部分 轴承的选择及校核计算第七部分 键联接的选择及校核计算第八部分 联轴器的选择第九部分 润滑及密封第十部分 箱体及附件的结构设计和选择第十一部分 设计小结第十二部分 参考资料1、传动方案拟定设计一带式输送机传动装置1.1 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动。减速机小批量生产，使用期限 10 年，两班制工作。运输带允许速度误差 5%。带式输送机的传动效
2、率为 0.96。1.2 原始数据：题号 输送带的牵引力F/KN输送带的速度v/m.s-1输送带滚筒的节圆直径直径D/mm1-E 1.8 1.5 220方案由题目所知传动机构类型为：V 带传动与齿轮传动的结合。传动简图如下：2、电动机选择2.1 电动机类型和结构选择因为运输机的工作条件是：连续单向工作，工作时有轻微振动。所以选用常用的 Y 系列三相异步电动机。此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2.2 电动机容量的选择1）工作机所需功率 wP= (kw)wP0Fv2）电动机的输出功率= (k
3、w)0w由电动机至输送带的传动总效率为：=13245式中： 、 、 、 、 分别为带传动、轴承、3齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。查表 3-1(P13)：取 =0.96、 =0.99、 =0.97、 =0.99、 =0.9612345则： =0.96 0.99 0.97 0.99 0.96=0.85873所以：电动机的输出功率= = =3.144(kw)0P1Fv857.01查表得：=0.961=0.992=0.973=0.994=0.965P =3.144 kw02.3 确定电动机输出转速= = =138.90 r/minwndv601206.1根据表 3.2（P14）推荐传动比范围，取圆
4、柱齿轮传动一级减速器传动比范围 =35。取带传动比 i 0i=24 。则总传动比理论范围为： 620。i故电动机转速的可选范围为= =(620) 138.90=833.42778 r/min0nwi根据容量和转速，由表 17-7（P178）查出二种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率/kw满载转速(r/min)堵转转矩最大转矩1 Y112M-4 4 1440 2.2 2.32 Y132M1-6 4 960 2.0 2.0综合考虑初选电动机型号为 Y112M-4，电动机额定功率 4KW，满载转速 1440 r/min，电动机中心高度为112mm。.3、计算传动装置的运动和动力参数3
5、.1 确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速 和工作机主动轴转速0nwn=138.9r/minwn初选电动机型号为 412MY可得传动装置总传动比为： = = =10.37iwn09.1384总传动比等于各传动比的乘积：=i0（式中 和 分别为带传动和减速器的传动比） 0分配各级传动装置传动比：根据表 3.2（P14） ，取 =3.0（普通 V 带 ）0i i7因为： =i0所以： = =3.4570i.3713.2 计算各轴的转速：高速轴 I： = =480（r/min）1n0.34i低速轴: = = 138.9（r/min）2i1457.8卷筒轴： = =138.90（
6、r/min）3n23.3 计算各轴的功率：高速轴的输入功率：= =4 0.96=3.84（KW）011P1低速轴的输入功率：3.84 0.99 0.9701=3.688（KW）卷筒轴的输入功率：= 3.688 0.99 0.99233P42=3.615（KW）=10.37i=3.457i=480（r/min1n）= =138.9（3n2r/min）=0.961=0.992=0.973=0.994=3.84（KW1P）=3.688（KW2）（式中 、 、 分别为相邻两轴的传动效率0123= 、 = 、 = ）01243.4 计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：轴：9550 =9550 =76
7、.4 Nm1T1nP480.3轴：9550 =9550 =253.57 Nm2T2n9.1386卷筒轴：248.55 Nm138.96509533nPT4、传动零件的设计计算4.1 V 带的设计1确定输送机载荷 dP由课本表 6-6（P77 ） 查得工况系数 =1.3AK= =1.3 4=5.2 kwdPAK2选取 V 带型号根据 Pd=5.2kW 和 n0=1440 r/min，由课本图 6-10（P80）确定为 A 型 V 带。3确定带轮直径 , 1d21) 选小带轮直径课本参考表 6-7 和图 6-10 选取=3.615（KW3P）=76.4 Nm1T=253.57Nm2T=248.55
8、Nm3T=1.3AK=5.2 kwdPA 型 V 带=95 mm1d2) 验算带速 v= = =7.16m/s v106n106495（小带轮转速 ）min/r3) 确定从动轮基准直径 2d=i (1- )=3 95 (1-0.01)=282.15mm, 由课2d1本表 6-8 取标准值 =280 mm24) 计算实际传动比 i= = =2.947i12d95805) 验算传动比相对误差理论传动比 =3.00i传动比相对误差 =1.77%0i4定中心距 和基准带长adL1) 初定中心距 00.7（ ） 2（ ）21d21262.5 7500a按要求 可取 500mm；02) 计算带的基准长度
9、0dL2 + （ ）+0dLa210214)(a=95mm1d=7.16m/sv满足速度要求（5m/s 25 m/s）=280 mm2d1.77%167.58合格20=1.195(kw)0P=0.17(kw)0=0.9447k=0.99L= =4.07zLdkP)(09.047.)1.095.(2选择 5 根 A 型 V 带；7确定单根 V 带出拉力 0F查表 6-3 单位长度质量 =0.10 kg/mq=0F2)15.(vkvzPd= =123.62 N216.709.67.8计算压轴力=2sin10zFQ)2.58sin(6.35=1214.85 N9带轮结构设计小带轮 =95mm 采用实
10、心式结构1d大带轮 =280mm 采用孔板式结构2计算带轮轮宽 B 查表 6-10：B=（ ） +21zef=（ ） =80mm51024.2 齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 类型选择选用斜齿圆柱齿轮传动取 =5z=0.10kgq=123.62N0FN85.124QFB=80mm2) 精度选择输送机为普通减速器对精度无特殊要求，查表 8-4 取 8 级精度3) 材料选择选择小齿轮材料为 45 钢调质处理齿面硬度，大齿轮材料为 45 钢正火处HBS2401理齿面硬度为 ，两轮齿面硬度BS20差为 40 在 2550 之间合格；4) 初选齿数现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多
11、为宜，初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数201z取 =694.6920457.312uz实际传动比为 ，误差很小，5.31z故可以满足要求；选螺旋角 ，则5同理，19.2)(cos31zv 56.72vz2按齿面接触疲劳强度设计 32d11)(HEzuKT确定设计公式中各参数：1）选载荷系数 ：参考表 8-3，原动机为平稳工作的电动机，载荷均匀，K 为 1.01.2，取8 级精度小齿轮 45 钢调质 HBS2401大齿轮 45 钢正火 2合格 201z69合格K=1.2较大值 1.2.；2）小齿轮传递的转矩=76400 NmmNmT.47613）选取齿宽系数查表减速器为一级齿轮结构，可设计齿轮支承对
12、称，参考表 8-5，, 为 0.91.4，现选 =1.0；dd4）弹性系数 Ez钢对钢， =189.8 MPa5）齿面的接触疲劳强度极限 即为大齿轮limH的接触疲劳极限 2liH由 ，从表 8-7 插值得BSH20=510Mpalimli6）应力循环次数810.4 103645./6hntN7） 接触疲劳寿命系数 60KNH4.20 19)(3BSN因 NN0,故 KHN=18） 计算许用应力 H由表 8-6 取安全系数 SH=1.0MPaSKHN510limNmT4.761=1d=510Mp2H9) ZH=2.457， 45.1,.试算小齿轮分度圆直径 d32d11)(2HEzuKT m9
13、3.58)10.5.(4.3.0763 2计算模数 589.21cos29.58cosm1n zd3按齿根弯曲疲劳强度设计1) 由表 8-8，查得齿形系数 23.,74.21FaFaY2) 由表 8-9,对小齿轮 ，大齿轮HBS401，插值得HBS20MPa67.18952limF3) 由表 8-6 取安全系数 SF=1.3，计算弯曲疲劳寿命系数 96104NKF因为 ，故681FNK许用应力 MPa7.139502lim21li1FNFFSK4) 比较 01596.Y827.21FaF前者较大 875.012Y由此可得， 1.760m)(cos3213FdYzKTm4 决定模数因为 取589
14、.2n .253n5 计算中心距： 147mcos)(a1zn6 修正螺旋角： 3.10472)69(5.3arcos2)(arcos1zmn7 端面模数 10snt6 主要几何尺寸计算1) 计算分度圆直径 、 ，齿顶圆直径 、 ，1d21ad2齿轮中心距 ，齿宽 、abm=3.25mm=66mm1d=234mm2取 mb6812m682.3472861212bdzda6 计算节圆速度= = =1.658 m/sv10nd10648 级精度可以，前面选择正确。7载荷变动小，不需静强度校核8结构设计大齿轮采用孔板式小齿轮与轴制成齿轮轴5.轴的设计及计算5.1 高速齿轮轴设计1估算轴的基本直径选用
15、 45 钢，调质处理，估计直径 d 由表m1012-1 查得 查表取 （45 号钢MPab65080A118107，取最大）所求 d 应为受扭部的m6.23480.1330nAd最细处，即装带轮处的轴径，该处有一键槽，故轴径应增大 5%即 d=1.05 取标准值78.246.325mm1d=30mm2d=25mm；2初定各轴段直径带轮处：按传递转矩估算直径 25mm；油封处：1d为满足带轮的轴向固定要求设一轴肩，该段轴径应满足油封标准(摘自 GB/T13871-1992)P164 表 16-9)该段轴径取 =30mm；轴承处：轴承受径向力，选用2d深沟球轴承，为便于装拆，轴承内径应大于油封处轴
16、径，并符合轴承标准内径，取轴径 =35mm，初选3d轴承型号 6207，两端相同；齿轮与轴承之间设一轴肩，两端相同。轴径取 =40mm；齿轮处取齿根圆直4d径为轴径。3确定各轴段长度带轮处：带轮轮毂宽为 80mm 为保证轴端挡圈能压紧带轮，取轴段长 76mm；油封处：为便于轴承1L端盖的拆装及对轴承加润滑脂，取轴承端盖外端面与带轮左端面间距 15mm，取轴承右端面与轴承盖外端面间距为 30mm 故该段轴长为 45mm;轴承处：由2L轴承基本尺寸可知 17mm,两端对称；齿轮与轴承3L之间长度取 17mm，两端相同； =17mm;齿轮处：齿4轮轮毂宽度为 68mm 为保证套筒能压紧，故该处轴长为
17、 =66mm; 全轴长：5L。m256172476=35mm3d=40mm476 mm1L45 mm217 mm3L17 mm4=66 mm5L4传动零件的周向固定及其他尺寸带轮处采用 A 型普通平键，键 （GB1095-781990,GB1096-1990）键长选择比带轮宽度稍短，选70mm.为加工方便，参照 6207 型轴承安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取 r=1mm 轴端倒角为 4525轴的受力分析1) 求轴传递的转矩 NmT4106.72) 求轴上作用力齿轮上圆周力 NdFt 15.2364.2/1齿轮上的径向力 tFrt 65.8241.0tan5.231an1 轴向力： Nta 3
18、4.6201.tan5.231n3) 求支反力 FrAHB .15.8NFtAVB 7.21.31求弯矩 NmFLMAHAHC45431026. 5,3)2(NmT4106.7Ft15.23140tNr6.81NFAHB3.412V57.NmMCH4102.NmMC41057.6NmFMAVC41093.65求合成弯矩 MCVHC 42257.4) 按当量弯矩校核轴的强度齿轮右端面与轴之间的截面弯矩较大是一个危险截面，对其校核，该处 轴的最大弯矩为 md40，截面弯矩根据三角形相似求得NMC41057.6=截 面 NmLCC 41059.230574.6320534 当量弯矩。视 =0.59，
19、T=76400NmmN106.5T422）（截 面截 面 Me对于 45 钢， MPaPawb9,48000h 选用轴承合格6.2 高速轴处计算当量动载荷 P满足w1e强度要求 NP65.82410LhC4.9186选用轴承合格 NP76.29NC06.537轴承在工作过程中只受合力 NYXfPp76.29)(计算额定动载荷 316106 )48019.30(7.29)(hLnfPCpt=5377.06N选用 6210 型轴承 NCr350=hPnL)(601h36)7.29(.18=13237637h48000h 选用轴承合格7.键连接的选择及验算7.1 高速轴处轴段直径为 25mm 轴长为
20、 80，选用 A 型平键（GB1095-1990,GB1096-1990）键长 L=70mm78有效键长 mbLl62870按抗压强度计算 MPaPadhlTpp 1017.2867254.31 强度满足要求7.2 低速轴联轴器处轴径为 38mm，轴长 80mm 选用 A 型普通平键 12 键长),1906,1905(8GBmlL547,70有 效 键 长抗压强度计算选用轴承合格选用键合格选用键合格选用键合格MPaPadhlTpp 1079.6154830.243强度满足要求齿轮处轴径为 53mm，轴长 66mm 选用 A 型普通平键 16 键长),1906,1905(10GBL=60mm m
21、l5有 效 键 长抗压强度计算 MPaPadhlTpp 1027.3850137.248.联轴器的选择两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高故选用弹性柱销联轴器。载荷计算：计算转矩 NmTKAC64.3295712为工况系数由表 11-1 查得AK根据 ，轴径 d，转速 n 查标准 GB5014-1985 选用CTGY5 弹性柱销联轴器，其公称转矩 =400Nm,许用转nT速 8000r/min,符合要求9. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择1) 齿轮：传动件圆周速度小于 12m/s，采用油池润滑，大齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时把润滑油带到啮合区，甩到箱壁上，借以散热
22、，对于单机减速器浸油深度为一个齿全高，油量0.350.75L/kw，根据运动粘度查表 16-1（P159）查阅润滑油牌号为工业式齿轮油 L-CKC100(GB5903-选用联轴器合格润滑油牌号为工业式齿轮油L-CKC100ZL-2 号通用锂基润滑脂1995)轴承的润滑2)轴承润滑： 选用 ZL-2 号通用锂基润滑脂（GB 7324-1994） 。3)密封轴承用轴承盖紧固，已知轴承用脂润滑，且轴圆周速度属于低速范畴，因此这里可以使用毡圈油封。毡圈油封结构简单，摩擦较大，易损耗，应注意及时更换。10.箱体设计为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆检修，箱座的定位，吊装等附件的
23、设计1) 检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔盖板用螺钉固定在箱盖上。2) 通气器：保持箱内外压力平衡，避免使润滑油渗漏因而设置通气器。3) 轴承盖：固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承座孔两端用轴承盖封油，采用嵌入式轴承盖。4) 定位销：保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持轴承座孔制造加工时的精度应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销，采用非对称布置。5) 油面指示器：采用油标尺检查箱内油池面的高度经常保持油池内有适量的油。6) 放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺赛堵住。7) 启箱螺钉：为方便开启
24、平时用水玻璃或密封胶连接的箱体剖面，增设启箱螺钉在启盖时旋动螺钉将箱盖顶起。8) 起吊装置：为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环或吊钩等。9) 密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。10)中心距 ma147箱体结构尺寸选择如下表：查阅 5-1,5-2,5-3（P23）名称 符号 尺寸（mm）机座壁厚 8机盖壁厚 1 8机座凸缘厚度 b 12机盖凸缘厚度 b1 12机座底凸缘厚度 P 20地脚螺钉直径 df M20地脚螺钉数目 n 4轴承旁联结螺栓直径 d1 16机盖与机座联接螺栓直径 d2 12轴承端盖螺钉直径 d3 8窥视孔盖螺钉直径 d4 6定位销直径
25、 d 8df，d1, d2 至外机壁距离 C1 26，22，18d1， d2 至凸缘边缘距离 C2 20，16轴承旁凸台半径 R1 20凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离 l1 54大齿轮顶圆与内机壁距离 1 10齿轮端面与内机壁距离 2 10机座肋厚 m1 68轴承端盖外径 D2 65，80轴承旁联接螺栓距离 s 尽量靠近，以Md1 和 Md2 互不干涉为准，一般 s=D211.设计小结：通过这次课程设计，让我懂得了很多东西，我们在课堂上学到的东西在实践中得到了很好的应用。通过绘图设计，我找到了好多在课堂上没见过的问题，也使我懂得了精益求精的道理，总之，通过这门设计课程让我获益匪浅，相信在以后的学习工作中会得到广泛的应用。12.参考资料：1 机械设计课程设计 高等教育出版社，李育锡主编 2008 年 6 月第一版.2 机械设计教程 西北工业大学出版社，濮良贵，陈庚梅主编 1994 年修订版
