机械设计课程设计带式输送机传动装置（含全套图纸）.doc

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1、CAD图纸联系QQ153893706班 级： 05 机化2班 设 计 者： 学 号：指导老师： 2007年12月华南农业大学 机械设计课程设计(带式输送机)班 级： 05 机化2班 设 计 者： 学 号：指导老师： 2007年12月一、目录一、目录 3二、设计任务书 4三、传动方案分析 5四、电动机的选择计算 6五、传动装置运动和动力参数的选择计算 7六、传动零件的设计计算 9七、轴、键、轴承的设计计算和联轴器的选择 16八、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定 26九、箱体及附件的结构设计和选择 27十、设计小结 29十一、参考资料 30二、设计任务书设计题目：带式输送机传动装置设计参数

2、：传动方案输送带的牵引力F（KN）输送带的速度V(m/s)提升机鼓轮的直径D（mm）（1）70.45320设计要求：1） 输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2） 输送机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份指导老师：夏红梅日期：2007年12月三、传动方案分析传动方案（1）： 电机带传动两级圆柱齿轮（斜齿或直齿）减速器工作机该传动方案的特性：高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽

3、分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。四、电动机的选择计算计算和说明结果1） 选择电动机类型：名称Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机型号=Y132M2-6 额定功率kW=5.5同步转速r/min=1000满载转速r/min=960转动惯量kg.m2=0.04净重kg=852） 确定电动机的功率： 工作机所需功率： KW =7*0.45=3.15 KW电动机所需功率： KW电动机到工作机主轴之间的总效率 =0.84所以，电动机所需功率 kw电动机的额定功率要大于，所以选择电动机额定功率为5.5 KW。3） 确定电动机的转速：工作机主轴转速这里选1000 r/min的Y系列（IP4

4、4）封闭式三相异步电动机。F=7KNv=0.45m/s带传动效率=0.95球轴承效率=0.99圆柱齿轮效率=0.98联轴器效率=0.99输送带鼓轮效率=0.97=5.5 KW五、传动装置运动和动力参数的计算1）确定总传动比和分配各级传动比总传动比 为满载转速=960r/min又因为所以取带传动比=3齿轮一级传动比=3.45齿轮二级传动比=3.452）计算各轴的转速：将各轴由高速至低速依次编为0轴(电动机轴)、轴、轴、轴工作机主轴 3）计算各轴输入功率4）计算各轴输入转矩电动机输出转矩 其他各轴输入转矩 六、传动零件的设计计算1. 带传动的设计计算1） 确定计算功率因为工作载荷稳定，查p156表

5、8-7得=1.1 所以kw2） 选择v带的带型根据，由p161图8-10选用A型v带。3） 确定带轮的基准直径并验算带的速度v以及带轮的结构形式初选小带轮的基准直径，由p155表8-6和p157表8-8，取小带轮的基准直径=118mm。验算带速v ，因为v在530m/s范围内，故带速合适。计算大带轮的基准直径， ， 根据p157表8-8取圆整为=355mm。因为大带轮的d=354mm300mm ，所以采用轮辐式。4） 确定v带的中心距a和基准长度初定中心距=500mm，计算带所需的基准长度由p146表8-2选带的基准长度=1800mm。计算实际中心距a ， 中心距的变化范围为488569mm。

6、5） 验算小带轮上的包角 ，6） 计算带的根数z计算单根v带的额定功率 ，由=118mm和=960r/m，查p152表8-4a得=1.27kw根据=960r/m , i=3和A型带，查表p153表8-4b得=0.11kw查表p155表8-5得=0.93 ，p146表8-2得=1.01 ，于是计算v带的根数z ， ，所以取5根。7） 计算单根v带的初拉力的最小值由p149表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m ，所以应使带的实际初拉力8） 计算压轴力压轴力的最小值为 2. 齿轮传动的设计计算l 高速级齿轮1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮，运输机速度不高选用7级精

7、度，由p191表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS 。选小齿轮齿数，大齿轮齿数 2） 按齿面接触强度设计确定设计计算公式 内的各计算数值试选载荷系数，计算小齿轮传递的转矩由p205表10-7选取齿宽系数由p201表10-6查得材料的弹性影响系数由p209表10-21d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计算应力循环次数由p207图10-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ，安全系数S=1 ，所以 试算小齿轮分度圆直径 ，带入中较小的值计算圆周速

8、度v计算齿宽b计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 所以 计算载荷系数根据v=1.15m/s ,7级精度，由p194图10-8查得动载系数直齿轮，由p193表10-2查得使用系数由p196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，由查p198图10-13得故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数m ，3） 按齿根弯曲强度设计确定弯曲强度设计公式 的各计算数值由p208图10-20c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由p206图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，所以 计算载荷系数K ，查取齿形系数由p

9、200表10-5查得 查取应力校正系数由p200表10-5查得 计算大、小齿轮的 并加以比较 所以，大齿轮的数值大把所得的相关数据代入弯曲强度的设计公式得对比计算结果，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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.24并就近圆整为标准值m=2.25mm，按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 4） 几何尺寸计算 计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 取l 低速级齿轮1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿

10、数选用直齿圆柱齿轮，运输机速度不高选用7级精度，由p191表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS 。选小齿轮齿数，大齿轮齿数 2）按齿面接触强度设计确定设计计算公式 内的各计算数值试选载荷系数，计算小齿轮传递的转矩由p205表10-7选取齿宽系数由p201表10-6查得材料的弹性影响系数由p209表10-21d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计算应力循环次数由p207图10-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ，安全系数S=1 ，所以 试算小

11、齿轮分度圆直径 ，带入中较小的值计算圆周速度v计算齿宽b计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 所以 计算载荷系数根据v=0.47m/s ,7级精度，由p194图10-8查得动载系数直齿轮，由p193表10-2查得使用系数由p196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，由查p198图10-13得故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数m ，3）按齿根弯曲强度设计确定弯曲强度设计公式 的各计算数值由p208图10-20c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由p206图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，

12、所以 计算载荷系数K ，查取齿形系数由p200表10-5查得 查取应力校正系数由p200表10-5查得 计算大、小齿轮的 并加以比较 所以，大齿轮的数值大把所得的相关数据代入弯曲强度的设计公式得对比计算结果，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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.249并就近圆整为标准值m=3.25mm，按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 4） 几何尺寸计算 计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 取七、轴、

13、键、轴承的设计计算和联轴器的选择在两级展开式减速器中，三根轴跨距相差不宜过大，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。中间轴的设计1） 中间轴的功率转速转矩2）求作用在齿轮上的力小齿轮 圆周力 径向力大齿轮 圆周力 径向力3) 初步确定轴的最小直径先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p370表15-3取，于是得对于直径d1.4h =20mm。D段装配高速级大齿轮，直径55mm，长度为高速级大齿轮宽度74.3-4mm=70.3mm。 圆头键槽根据p106表6-1得键槽宽16mm键槽长50mm，键槽深5mm。E段装配轴承和套筒，因为最小直径为41.1mm，所以这里直径取45m

14、m，选用深沟球轴承代号6309，所以E段长49mm（包括轴承的25mm、套筒的20mm以及为使套筒能可靠地压紧齿轮而加长4mm）。两轴承间距离L=20+4+98.5+20+70.3+20+4=236.8mm。5） 求轴上的载荷水平面xy 支反力Faxy= -5674N Fbxy= -4411N 弯矩M1= -486545.5N.mm M2= -315966.34N.mm垂直面xz 支反力Faxz=2065N Fbxz=1606N 弯矩M1= 177073.8N.mm M2= 114966.2N.mm总弯矩M1=517766N.mm M2=336232N.mm转矩T=356260N.mm 6）

15、按弯扭合成应力校核轴的强度由图和上面数据可知，小齿轮处为危险截面，所以，故安全7） 轴承的校核选用深沟球轴承代号6309，基本尺寸d(mm)=45基本尺寸D(mm)=100基本尺寸B(mm)=25安装尺寸damin(mm)=55安装尺寸Damax(mm)=91基本额定载荷Cr(kN)=52.8，因为基本额定载荷Cr=52.8kN ，轴承只受径向力取载荷系数fp=1.0 因为，故只校核a 故该轴承达到预期寿命的要求8） 键的校核由p106表6-2查得许用挤压应力键的接触高度k=0.5h=5mm ，工作长度 ，轴的直径d=55mm转矩，所以故两个键都合适输入轴的设计1） 输入轴的功率转速转矩 2）

16、 求作用在齿轮上的力带的压轴力小齿轮 圆周力 径向力3）初步确定轴的最小直径 先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p370表15-3取，于是得 对于直径d1.4h =20mm。F段装配高速级小齿轮，直径47mm，长75.3mm。圆头平键槽宽14mm，长50mm，深4.5mm。G段也装配代号为6309的深沟球轴承和套筒，长46mm（包括轴承的25mm、套筒的17mm以及为使套筒能可靠地压紧齿轮而加长4mm）。两轴承间距离L=120.5+20+75.3+17+4=236.8mm。与中间轴的一致。经计算小齿轮与中间轴的大齿轮位置配合良好。5）求轴上的载荷水平面xy 支反力Fa

17、xy= -777N Fbxy= -2083N 弯矩M1= -148135.05N.mm垂直面xz 支反力Faxz=2221N Fbxz=252N 弯矩Ma= -132460N.mm M1= -17929.8N.mm总弯矩Ma=132460N.mm M1=149216N.mm转矩T=106240N.mm 6）按弯扭合成应力校核轴的强度由图和上面数据可知，小齿轮处为危险截面，所以，故安全7）轴承的校核选用深沟球轴承代号6309基本尺寸d(mm)=45基本尺寸D(mm)=100基本尺寸B(mm)=25安装尺寸damin(mm)=54安装尺寸Damax(mm)=91基本额定载荷Cr(kN)=52.8，

18、因为基本额定载荷Cr=52.8kN ，轴承只受径向力取载荷系数fp=1.0 因为，故只校核a 故该轴承达到预期寿命的要求8）键的校核由p106表6-2查得许用挤压应力键的接触高度k1=0.5h=3.5mm,k2=4.5mm，工作长度 ，轴的直径d1=30mm,d2=47mm转矩，所以故两个键都合适输出轴的设计1）输出轴的功率转速转矩3） 求作用在齿轮上的力大齿轮 圆周力 径向力3）初步确定轴的最小直径先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p370表15-3取，于是得对于直径d1.4h =20mm。D段直径75mm，长96.3mm。 E段也装配代号为6313的深沟球轴承和套

19、筒轴承和套筒，直径65mm，E段长178mm（包括轴承的33mm、轴承端盖的20mm，间隙23mm以及和HL5联轴器配合的107mm中的102mm（剩下5mm是倒角）。两轴承间距离L=23+4+93.5+20+96.3=236.8mm。与中间轴的一致。5）求轴上的载荷水平面xy 支反力Faxy= -4734N Fbxy= -2380N 弯矩M1= -427243.5N.mm 垂直面xz 支反力Faxz=1723N Fbxz=866N 弯矩M1=155500.75N.mm 总弯矩M1=454662N.mm 转矩T=119064N.mm6）按弯扭合成应力校核轴的强度由图和上面数据可知，大齿轮处为危

20、险截面，所以，故安全7）轴承的校核选用深沟球轴承代号6313，基本尺寸d(mm)=65基本尺寸D(mm)=140基本尺寸B(mm)=33安装尺寸damin(mm)=77安装尺寸Damax(mm)=128基本额定载荷Cr(kN)=93.8，因为基本额定载荷Cr=93.8kN ，轴承只受径向力取载荷系数fp=1.0 因为，故只校核a 故该轴承达到预期寿命的要求9） 键的校核由p106表6-2查得许用挤压应力键的接触高度k=0.5h=6mm ，工作长度 ，轴的直径d=75mm转矩，所以故该键都合适10） 联轴器的选择联轴器的计算转矩，查p351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取则 ，按照计算转矩T

21、ca应小于联轴器公称直径的条件，这里选公称直径为2000N.m的HL5型的弹性柱销联轴器，轴孔直径65mm，半联轴器长度L=142mm，与轴配合长度L1=107mm。八、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号1.润滑方式1）齿轮的润滑选择浸油润滑。这种润滑方式是将齿轮的轮齿部分浸在油中，当传动零件回转时，沾在上面的油被带到啮合表面进行润滑。但用这种方法时应注意油池深度既保证轮齿啮合处的充分润滑，又应避免搅油的功率损耗过大。2）轴承的润滑因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，所以轴承用润滑脂润滑2.润滑油的牌号浸油选用牌号为L-AN32,GB44389，运动粘度为28.835.2mm/

22、s轴承则选用ZGN2润滑脂润滑。3.密封方式的选择1. 密封垫选择密封垫用于轴承端盖与箱体之间，可以防止润滑油的泄漏。为满足要求，选择纸垫圈，材料为软钢纸垫。2. 密封圈选择密封圈用于轴承端盖中间，也是用于防止润滑油泄漏。在此选择毡圈油封。3. 轴承端盖 利用轴承盖来密封也是用于防止润滑油泄漏九、箱体及附件的结构设计和选择目的分析过程结论底座壁厚因为是2级，所以为0.025a+3=8.4,取10mm=10mm箱盖壁厚11 =（0.80.85）=88.5mm，取1 =8mm1 =8mm底座上部凸缘厚度bb=（1.51.75）*=1517.5mm，取b =15mmb=15mm箱盖凸缘壁厚b1b1=

23、（1.51.75）1=1214mm，取b1=13mmb1=13mm底座下部凸缘厚度b2b2=(2.252.75)=22.527.5mm，取b2=25mmb2=25mm轴承座连接螺栓凸缘厚度h5h5=3d3=45mmh5=45mm底座加强筋厚度mm=(0.81)=810mm，取m=10mmm=10mm箱盖加强筋厚度m1 =(0.80.85)1 =88.5mm，取m1 =8mmm1 =8mm地脚螺栓直径d=20d =20mm地脚螺栓数目n=6n=6轴承座联接螺栓直径d3=0.75 d =15mmd3 =15mm箱盖与底座联接螺栓的直径d2d2 =(0.50.6) d =1012mm,取d2=12m

24、md2 =12mm视孔盖固定螺钉d 4d4=（0.30.4）d=68，取d4=8mmd4=8mm吊环螺钉直径d6=0.8d=16mm，取16mmd6=16mm轴承盖螺钉分布圆直径D1=D+2.5d4=D+12.5mmD1=D+12.5mm轴承座凸缘端面直径D2=D1+2.5d4D2底座高度轴承端盖螺钉直径d1=10mm, d2=10mm, d3=12mm大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离e1 =48.3mme1 =48.3mm定位销直径d =(0.70.8) d 2 =5.66.4mm,取d =6mmd =6mm箱底至箱底内壁的距离e3 =20mme3 =20mm十、设计小结经过了十几天的奋斗，这份

25、设计说明书也终于完成了，回想刚开始的不知道该如何下手，写说明书过程当中的一丝不苟、孜孜不倦、循序渐进，到写完的现在的成就感，虽然短暂，但感觉就像是做梦，一样的不可思议。这份说明书是本人呕心沥血的杰作，每天从早上九点，一直写到凌晨的两点，连续17个小时不停地工作，却不曾感到一丝丝的倦意，因为我身心完全投入了，就如古人所云，快乐不知时日过。舍友说，痛并快乐着，这话说得没有错，当你在计算的时候，翻书查系数，翻来翻去，这是很痛苦的，当你发现你前面有个数据算错了，这个时候你会更加痛苦，因为它引发了后面一连串的数据的改动，本人就试过几次，那种感觉就像在感受满清十大酷刑一样，求生不得，求死不能。可是，当你改

26、完的时候，心情会莫名其妙地好起来，之前一切的不顺利就会豁然开朗，觉得很值得去做这件事件。就像现在的这种感觉，很有成就感。这是第一次做这种工作计算量大的任务，成功地完成了，也算是开了个好头，同时，也使我对物理力学、材料力学、课程原理和课程设计这几本教材有了更加深刻的认识（因为我前前后后都翻了好几十遍）。完完全全达到了这个课程设计的目的。如果在此作品中发现了什么问题，恳请老师指出，以便日后不再犯同样的错误。至此 敬礼 编著者 高德林 2008年1月17日于华山1栋宿舍 十一、参考资料参考书名称作者出版社1、机械原理孙桓、陈作模高等教育出版社2、机械设计濮良贵、纪名刚高等教育出版社3、机械设计课程设计朱文坚、黄平华南理工大学出版社