带式输送机传动装置设计计算说明书.doc

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1、 机械设计课程设计设计计算说明书设计题目： 带式输送机传动装置设计设 计 者： _ 宁秀阔_学 号： 11130199_专业班级： 机械1103班 指导教师： 李 克 旺 完成日期： 2013年12月?日北京交通大学海滨学院目 录一、 课程设计的任务1二、 电动机的选择2三、 传动装置的总传动比和分配各级传动比4四、 传动装置的运动和动力参数的计算4五、 传动零件的设计计算6六 中间轴（轴）的设计、强度校核15七 滚动轴承的选择和寿命计算19八、 键连接的选择和计算19九、 润滑和密封的选择20十、 减速器箱体的主要结构尺寸21十一、 设计总结23十二、 参考资料24一、 课程设计的任务1设计

2、目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2设计题目带式输送机传动装置设计。带式输送机已知条件：方案号输送带

3、工作拉力F(N)输送带工作速度V(mm)鼓轮直径（mm）915702.22203.设计任务1选择（由教师确指定）一种方案，进行传动系统设计；2确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算；3进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数；4对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图（草图和正式图各1张)；5校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；6绘制中间轴及中间轴大齿轮零件工作图（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；7编写课程设计计算说明书。4传动装置部分简图二、电动机的选择1电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三

4、相异步电动。2 确定电动机输出功率Pd电动机所需的输出功率Pd=Pw/ 其中：Pw-工作机的输入功率-由电动机至工作机的传动总效率工作机的输入功率： 总效率 =3轴承2齿轮2联轴器带 查表可得：带 =0.97， 轴承=0.99，齿轮=0.98， 联轴器=0.99，则 = 0.9930.9820.9920.97=0.886 电动机所需的功率：Pd = Pw/=3.454/0.886=3.898 KW3确定电动机转速工作机转速nw v= 确定电动机转速可选范围: 双级圆柱齿轮传动比范围为i减=1220，则电动机转速可选范围为:nd=nw i总=( 1220) nw = ( 1220)191 =22

5、923820 r/min其中： i总= i减=1220i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有1000、1500 、3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减14时，来确定电机同步转速）。4.确定电动机型号根据所需效率、转速，由机械设计手册 或指导书选定电动机： Y112M-2 型号（Y系列）数据如下: 额定功率P：4 kw (额定功率应大于计算功率)满载转速：nm =2890 r/min （nm电动机满载转速）同步转速： 3000 r/min电动机轴径: 28 mm电动机轴长: 400 mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动

6、比1传动装置的总传动比i总= i减= nm/ nw =289/191=15.13nw工作机分配轴转速2分配各级传动比减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。i减=i高*i低i高高速级传动比i低低速级传动比建议取： i高=1.3i低 则： i减=1.3 i2低 i高=1.3i低=4.42四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）：n=nm=2890 r/min轴（中间轴）：n= n/ i高= 2890/4.42= 654 r/min轴（低速级大齿轮轴）：n=n/i低=654/3.4= 192 r/min轴（与轴通过

7、联轴器相连的轴）: nW= n= 191 r/min2计算各轴的输入功率和输出功率轴： P入=Pd联轴器带=3.8980.99 =3.86kwP出= P入轴承=3.860.99 =3.82 kw轴： P入= P出齿轮 =3.820.98 =3.74 kwP出= P入轴承 =3.740.99 =3.71 kw轴： P入= P出齿轮 =3.710.98 =3.63 kwP出= P入轴承 =3.630.99 =3.60 kw轴: P入= P出联轴器 =3.600.99 =3.56 kwPW=P出=3.560.97 =3.45 kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩 公式: T=9.55106P/n (

8、Nmm)轴： T入=9.55106P入/ n=9.553.86/2890=1.28104 (Nmm) T出=9.55106P出/ n=9.553.82/2890=1.26104(Nmm)轴： T入=9.55106P入/ n=9.553.74/654=5.45104(Nmm) T出=9.55106P出/ n=9.553.71/654=5.4104(Nmm)轴： T入=9.55106P入/ n=9.553.63/192=1.805105(Nmm) T出=9.55106P出/ n=9.553.60/192=1.79105(Nmm)轴： T入=9.55106P入/ n=9.553.56/191=1.7

9、8105(Nmm) TW=T出=9.55106P出/ n=9.553.45/191=1.73105(Nmm)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率P（kw）转矩T （Nmm）转速n（r/min）传动比i输入输出输入输出电机轴3.4543.89817270019490028901轴3.863.82124001260028904.42轴3.743.7154500540006543.4轴3.633.601805001790001921轴3.563.45178000173000191五、传动零件的设计计算1设计高速级齿轮1）选精度等级、材料及齿数(1) 确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标

10、准直齿圆柱齿轮。(2) 材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，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Z120，大齿轮齿数Z2i高Z14.4220=88.4，圆整取Z2=88。 2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式109a进行试算，即确定公式各计算数值(1) 试选载荷系数(2) 小齿轮传递的转矩T1 T1=T出=12600(Nmm) （注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”）(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：ZE=1

11、89.8(5) 由图1021d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(6) 由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=6028901（2830010）=8.3232109N2=N1/i高=1.883109(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(9) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值(10) 计算圆周速度V (11) 计算齿宽b(12) 计算齿宽与齿高之比 b/h模数齿高 (13) 计算载荷系数K 根据v= 6.07 m/s，7级精度，由图108查得动载荷系数Kv= 1.13

12、 假设，由表103查得由表102查得使用系数KA=1由表104查得由图1013查得故载荷系数 (14) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(15) 计算模数2）按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为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(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(8) 设计计算对比计算

13、结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯曲强度算得的模数m=1.241，并就近圆整为标准值m2mm。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d1=43mm来计算应有的齿数。于是有Z1=d1/m=21.5，取Z1=22大齿轮齿数 取983）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(4) 计算齿宽取4）验算合适2设计低速级齿轮1）选精度等级、材料及齿数(1) 确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮。(2) 材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为

14、200HBS，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Z320，大齿轮齿数Z4i低Z33.420=68，圆整取Z4=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，即确定公式各计算数值(1) 试选载荷系数(2) 小齿轮传递的转矩T3 T3=T出=54000(Nmm) （注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”）(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：ZE=189.8(5) 由图1021d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(6) 由式10-13计算应力循环次数(7

15、) 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(9) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值(10) 计算圆周速度V (11) 计算齿宽b(12) 计算齿宽与齿高之比 b/h模数齿高 (13) 计算载荷系数K 根据v= 0.616 m/s，7级精度，由图108查得动载荷系数Kv=1.08 假设，由表103查得由表102查得使用系数KA=1由表104查得由图1013查得故载荷系数 (14) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得(15) 计算模数2）按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式

16、为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(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(8) 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯曲强度算得的模数m=1.97，并就近圆整为标准值m2.5mm。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d3=?64.86mm来计算

17、应有的齿数。于是有Z3=d3/m=25.944，取Z3=28 大齿轮齿数 取963）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(4) 计算齿宽取4）验算 合适六 中间轴（轴）的设计、强度校核1.中间轴上的功率转速，转矩2.求作用在齿轮上的力高速级大齿轮: 低速级小齿轮: 3.轴结构图中间轴的结构布置图中间轴受力简图取齿轮齿宽中间及轴承宽度中间为力作用点，则可得：, ， 4.轴的受力分析、弯距的计算1)计算支承反力：H面在V面上：2)计算弯矩在H面上：在V面上： 故 3)计算转矩并作转矩图5作受力、弯矩和扭矩图轴受力、弯矩和扭矩图6.按弯扭合成应力校核轴的强度

18、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。 由表15-1查得实际该截面直径为： d实际=44mm满足：d实际d计算校核安全。七 滚动轴承的选择和寿命计算中间轴选用6307 GB/T 276-19941)校核中间轴轴承1和4寿命轴承1径向载荷轴承4径向载荷按表13-6,取,故，轴承1寿命：轴承4寿命预期计算寿命，故安全。 八、键连接的选择和计算中间轴：低速齿轮处选用B1051GB/T 276-1994 高速齿轮处选用B826 GB/T 276-1994 键强度校核：1)低速级小齿轮的键由表1128选用圆头平键（A型）小齿轮齿宽B=76mm，。 由式1128，查表

19、1128，得 ，键校核安全2)高速级大齿轮的键由表1128选用圆头平键（A型）大齿轮齿宽B=50mm，。 由式1128，查表1128，得 ，键校核安全九、 润滑和密封的选择1减速器的润滑（1） 齿轮的润滑：除少数低速（V0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。本设计高速级圆周速度V12m/s，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于3050mm。

20、为有利于散热，每传递1KW功率的需油量约为0.350.7L。齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：V2.5可选用中极压齿轮油N320。 （2）轴承的润滑当减速器中浸油齿轮的圆周速度v1.52m/s时，油飞溅不起来，应选用脂润滑。 2减速器的密封轴伸出处的密封：选用粘圈式密封，粘圈式密封简单，价廉，主要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低的油润滑。箱盖与箱座接合面的密封：在箱盖与箱座结合面上涂密封胶密封最为普遍，效果最好。其他部位的密封：检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。十、减速器箱体的主要结构尺寸减速器采用剖分式铸造箱体，查表4-1得到减速器箱体

21、的主要结构尺寸见表减速器箱体的主要结构尺寸名称代号尺寸/mm高速级中心距120低速级中心距155箱座壁厚8箱盖壁厚8地脚螺栓直径M20地脚螺栓数目4地脚螺栓通孔直径21地脚螺栓沉头孔直径32箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20轴承旁连接螺栓直径M16箱座与箱盖连接螺栓直径M12连接螺栓的间距150200视孔盖螺钉直径M6定位销直径8轴承旁凸台半径20凸台高度结构确定外箱壁至轴承座端面距离47大齿轮齿顶圆与内箱壁的距离10齿轮端面与内箱壁的距离10箱盖肋板厚度10箱座肋板厚度10轴承盖外径由轴承确定轴承旁连接螺栓距离十一、 设计总结 经过几天的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.

22、在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.对与机械专业的学生来说，设计一份千斤顶是很简单的，但对于一个食品专业的学生来说，这还是很有难度的，在同学与老师的帮助下，还是完成了。通过这次机械课程设计，我对机械有了更深的理解，对千斤顶的原理和构造也有了一定的了解，通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定呀养成一种高度负责，认真对待的良好习惯十二、 参考资料1 王连明，宋宝玉主编.机械设计课程设计.第4版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社.2010 2 濮良贵.纪名刚主编.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社3 吴宗泽等主编. 机械设计课程设计手册.第3版. 北京：高等教育出版社4 孙恒.陈作模.葛文杰.机械原理.第七版. 北京：高等教育出版社5 邱宣怀主编.机械设计.第4版. 北京：高等教育出版社