机械设计课程设计说明书 带式输送机传送装置

机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传送装置机械设计制造及其自动化专业05020702班设计者：学号：指导老师： 2010 年 月 日目录一.题目及总体分析3二.各主要部件选择4三.电动机的选择4四.分配传动比5五.传动系统的运动和动力参数计算5六.设计高速级齿轮71.选精度等级、材料及齿数，齿型72.按齿面接触强度设计73.按齿根弯曲强度设计94.几何尺寸计算115.验算11七.设计低速级齿轮121.选精度等级、材料及齿数，齿型122.按齿面接触疲劳强度设计123.按齿根弯曲强度设计144.几何尺寸计算155.验算15八.链传动的设计16九.减速器轴及轴承装置、键的设计181.轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计182.轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计233.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计28十.润滑与密封32十一.箱体结构尺寸33十二.设计总结34十三.参考文献34一.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,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,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/KN2.5输送带的速度v/(m/s)1.3输送带滚筒的直径D/mm370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，效率高高速级做成斜齿，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PwFV2500N1.3m/s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 :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。1. 各轴转速n(r/min)，输入功率P(KW)，输入转矩T(N m)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，：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=67.19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斜齿轮。2)材料选择。由表101选择小齿轮材料为40r（调质），硬度为280HBS，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(GB 1009588)4)选小齿轮齿数124，大齿轮齿数2113.824=91.2,取Z2=91。5)选取螺旋角。初选螺旋角2.按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即1)确定公式内的各计算数值(1)试选 (2)由图1030，选取区域系数(3)由图1026查得 (4)计算小齿轮传递的转矩 (5)由表107选取齿宽系数(6)由表106查得材料的弹性影响系数(7)由图1021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(8)由式1013计算应力循环次数(9)由图1019查得接触疲劳强度寿命系数(10)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，由计算公式得(2)计算圆周速度(3)计算齿宽b及模数(4)计算纵向重合度(5)计算载荷系数K已知使用系数根据，7级精度，由图108查得动载荷系数由表104查得由图1013查得假定，由表103查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010a得（）计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式1017 1)确定计算参数(1)计算载荷系数(2)根据纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数(3)计算当量齿数(4)查取齿形系数由表105查得,(5)查取应力校正系数由表105查得,(6)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(7)由图1018查得弯曲疲劳强度寿命系数(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式1012得(9)计算大小齿轮的大齿轮的数据大2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5mm，已可满足弯曲强度。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，则4.几何尺寸计算1)计算中心距将中心距圆整为。 2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正3)计算大、小齿轮的分度圆直径4)计算大、小齿轮的齿根圆直径5)计算齿轮宽度圆整后取；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(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 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)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2.5。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。7 链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高确定的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，轴向力.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,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，半联轴器。与轴配合的毂孔长度。.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6.作受力、弯矩和扭矩图图 92轴受力、弯矩和扭矩图7.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9.校核轴承和计算寿命(1)校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表135取X0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.0400.070之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表136取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命(2)校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。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%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 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，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。9.校核轴承和计算寿命1)校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因为，校核安全。该轴承寿命2)校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。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(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,。 (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)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选用圆头平键（A型）d=45mm，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，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。9.校核轴承和计算寿命1)校核轴承D和计算寿命径向载荷当量动载荷因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命2)校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命十.润滑与密封1.润滑方式的选择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。验算油池中的油量V是否大于传递功率所需油量。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工业闭式齿轮油， LCKC100(GB 59031995)；润滑脂选7407号齿轮润滑脂(SY 40361984)。十一.箱体结构尺寸机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216.3mm地脚螺钉数目a1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离229 mm两齿轮端面距离4=55 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=21mmC12=18mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=22mmC21=17mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm十二.设计总结之前我对机械设计基础这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。十三.参考文献1.机械设计课程第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年 2.机械设计课程设计 李育锡 主编 高等教育出版社2008年3.机械设计师袖珍手册 毛谦德 李振清 主编 机械工业出版社1994年4.机械原理第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年200735