交通运输带式运输机课程设计说明书.docx

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交通运输带式运输机课程设计说明书

（交通运输）带式运输机课程设计说明书

机械设计基础课程设计

计算说明书

设计题目：

设计带式输送机的传动装置

工程学院工程系101班

设计者

指导教师

2012年1月＿9＿日

广东海洋大学

械设计基础课程设计任务书………………………………………………………………………………………………………………3

一、传动方案……………………………………………………………………………………………………………………..………...……4

二、选择电动机………………………………………………………………………………………………….………….………….………4

三、计算传动比和分配传动比……………………………………………………………………………………………………….5

四、计算传动装置的运动和动力参数…………………………………………………………………………..….………….5

五、普通V带传动…………………………………………………………………………….…………………………….…………6

六、齿轮传动……………………………………………………………………………………….…………………………………………8

七、轴的设计…………………………………………………………………………………………………………………………..……….11

（一、）从动轴的设计……………………………………………………………………………….……………………………….11

（二、）主动轴的设计…………………………………………………………………………………….………………………….15

八、轴承…………………………………………………………………………………………………………………………………..………….17

（一、）主动轴轴承…………………………………………………………………….…………………………………………….17

（二、）从动轴轴承………………………………………………………………………………………….……………………………17

九、键的选择………………………………………………………………………………………………………………………….………….18

十、联轴器的选择…………………………………………………………………………………………………………..………………….18

十一、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择…………………………………………….……………………….…19

参考资料…………………………………………………………………………………………………………………………………...……………19

械设计基础课程设计任务书

一、设计题目:

设计带式输送机的传动装置。

二、原始数据

分组序号,1,2,3,4,5,6,7,,,

输送带工作拉力F/kN,3.5,3.3,3.0,2.8,2.6,2.5,2.4,,,

输送带工作速度v/m/s,1.1,1.2,1.3,1.4,1.5,1.6,1.7,,,

滚筒直径D/mm,250,250,250,250,250,250,250,,,

三、已知条件

1.输送带工作拉力F=3.5kN

2.输送带工作速度v=1.1m/s（允许输送带速度误差为±5%）

3.滚筒直径D=250mm

4.滚筒效率：

ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；

5.工作情况：

每年300个工作日，两班制，连续单向运转，载荷较平稳；

6.使用折旧期：

10年；

7.动力来源：

电力，三相交流，电压380/220V；

8.制造条件及生产批量：

一般机械厂制造，小批量生产。

四、设计内容

拟定传动方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数（包括：

确定总传动比，分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩等），齿轮、轴、轴承、键、联轴器等零部件的设计计算和选择；减速器装配图和齿轮轴零件图的设计；编写设计计算说明书。

五、设计工作量

1．减速器装配图A1一张；

2．齿轮或轴零件图A2二张；

3．设计计算说明书1份（A4）；

计算及说明,结果

一、传动方案

二、选择电动机

1.选择电动机类型

按已知的工作要求格条件,选用Y型全封闭笼型三相型电动机

2.选择电动机功率

工作机所需的电动机输出功率为

=故

由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为

式中的效率为：

（带传动），（齿轮传动的轴承），（齿轮传动），（联轴器），（滚筒）

所以

3.确定电动机转速

卷筒轴的工作转速为

按推荐的合理传动比范围,取V带传动比i1’=2~4,单级齿轮传动比i2’=3~5,则合理总传动比的范围为i’=6~20,故电动机转速的可选范围为

nd’=i’*nw=（6~15）×84.03r/min

nd’=504.18~1680.6r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，再根据计算出的容量有三种适用的电动型号，其技术参数以及传动比的比较情况见下表

方案,电动机型号,额定功率,电动机转速/（r/min）,传动装置的传动比

,Ped/kW,同步转速,满载转速,传动比,带,齿轮

1,Y160M2-8,5.5,750,720,8.93,3,2.98

2,Y132M2-6,5.5,1000,960,11.42,2.5,4.568

3,Y132S-4,5.5,1500,1440,17.14,3.5,4.897

综合考滤电动机和传动方案装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：

方案1电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然总传比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。

方案3电动机转速较大,但总传比大,传动装置尺寸较大。

方案2适中，比较适合。

因此选定电动机型号为Y132M2-6，额定功率Ped=5.5kw，满载转速nm=960r/min。

总传动比较适中，传动装置结构较紧凑。

所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下所示：

中心高H,外形尺寸

L×（AC/2+AD）×HD,底脚安装尺寸A×B,地脚螺栓孔直径D,轴伸尺寸D×E,装键部位尺寸

F×GD

132,515×345×315,216×180,18,38×80,10×41

三、计算传动比和分配传动比

由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总传动比为：

i=

取带传动比i0=2.5齿轮传动比i1=4.57

四、计算传动装置的运动和动力参数

1、各轴转速

Ⅰ轴

II轴

卷筒轴

2、各轴的输入功率

Ⅰ轴

II轴

卷筒轴

3、各轴输入转矩

电动机轴的输出转矩Td

Ⅰ轴

II轴

卷筒轴

运动和动力参数的计算结果列于下表：

参数轴名,电动机轴,Ⅰ轴,Ⅱ轴,卷筒轴

转速n/（r/min）,960,384,84.03,84.03

输入功率P/kw,4.53,4.349,4.176,4.011

输入转矩T/（N.m）,45.06,108.15,474.64,455.80

传运比i,2.5,4.57,1

效率η,0.96,0.96,0.96

五、普通V带传动

1、确定计算功率PC,查表8.21，查得KA=1.2

则PC=KAP=1.2×5.5kw=6.6kw

2、选取普通V带型号

根据PC=6.6kw,n1=960r/min,由图8.13选用A型普通V带

3、确定带轮基准直径dd1，dd2

根据表8.6和图8.13选取dd1=100mm,且dd1=140mm>ddmin=75mm

大轮基准直径为

（符合标准值）

4、验算带速v

带速在5~25m/s范围内。

5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a

由式（8.14）初步确定中心距的范围

取中心距a0=400

由式（8.15）得

=1597.25mm

由表8.4选取基准长度Ld=1600mm

由式（8.16）得实际中心距a为

中心距a的变动范围为

6、校验小带轮包角

由式（8.17）得

7、确定V带根数z

由式（8.18）得

根据，，查表8.9用内插法得：

取=1.63kw

由式（8.11）得功率增量P0为

由表8.18查得

根据传动比i=2.5,查表8.19得Ki=1.1373，则

由表8.4查得带长度修正系数KL=0.99，由图8.11查得包角系数Ka=0.94，得普通V带根数：

=4.05根

圆整取得4根。

8、带轮的结构设计

9、设计结果

选用4根普通A型带，中心距401mm，带轮直径dd1=140mm,dd2=350mm

六、齿轮传动

1、选择齿轮材料及精度等级

小齿轮选用45钢调质，硬度220~250HBS，在大齿轮选用45钢正火，硬度值为170~210HBS，由表10.21选8级精度，要求表面粗糙度

2、按齿面接触疲劳强度设计

1）查表10.12得弹性系数

2）载荷系数K，查表10.11取K=1.1

3）

4）齿宽系数,查表10.20得=1

5）许用接触应力,由图10.24查得

由表10.10查得

查图10.27得ZNT1=1.02,ZNT2=1.08

由式（10.13）得

故

3、确定有关系数与参数

1）模数,齿数

由表10.3查取标准模数m=2mm

因齿轮均为软齿面,取

2）分度圆直径和齿宽

齿宽

传动的中心距为

此值与初选的值相差不大，故不必重新计算。

4、校核齿根弯曲疲劳强度

由式（10.37）得出F,如F≤[F]则校核合格。

确定有关系数与参数：

1、齿形系数YF查表10.13得YF1=2.65,YF2=2.18

2、应力修正系数Ys查表10.14得Ys1=1.59,Ys2=1.8056

3、许弯曲应力[F]

由图10.25查得Flm1=210MPa,Flm2=190MPa

由图10.10查得SF=1.3

由图10.26查得YNT1=YNT2=1

由式（10.14）可得：

故由式（10.37）可得：

齿根弯曲强度校核合格

5、验算齿轮的圆周速度v

由表10.22可知，选8级精度是合适的。

6、几何尺寸计算及绘制零件图。

七、轴的设计

（一、）从动轴的设计

1、选择轴的材料，确定许用应力

因轴的材料无特殊要求，故选用45钢，正火处理，由表14.7查得强度极限

σb=600MPa,再由表14.2得许用弯曲应力[σ-1b]=55MPa.

2、按钮转强度估算直径

根据表14.1得C=（107~118），又由式（14.2）得：

由于轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将计算直径加大3%~5%，取为39.97~44.94mm。

由设计手册取标准直径d1=40mm。

3、设计轴的结构并绘制结构草图。

由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。

（1）、确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。

确定齿轴从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒固定。

这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。

齿轮的周向固

定用平键连接。

由于齿轮的圆周速度均小于2m/s，故轴承采用脂润滑，为了不让箱体内的润滑油溅到轴承里，故在轴承旁加挡油盘。

轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。

（2）、确定各轴段的直径如图轴段1（外伸端）直径最小，d1=40mm;考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段1上应有轴肩，轴段2的直径同d2=45mm，为轴段3方便加工轴承的安装轴段，轴段2应有轴肩，同时为能顺利的在轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径的标准，故取轴段3的直径d3为50mm，轴段4由轴段3过度，取直径d4=55mm，轴段5是用于定位齿轮，轴肩为h=R（C）+（0.5~2）取3.5mm,故d5=62mm；轴段6的直径d6=55mm；轴段7装轴承与3段一样，故d7=d3=50mm。

（3）、确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为62mm，为保证轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为60mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为12mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为16mm），并考滤轴承的润滑方式为脂润滑，轴承端面距箱体内壁的距离为10~15mm,所以轴段3的长度取44mm，轴承支点距离l=126mm，根据箱体及联轴器以及轴承盖与联轴器要有一定距离15mm，轴段2长取51，轴段1长取60，同样的方法确定轴段5，6的长度为5mm，7为45mm。

（4）、选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽的尺寸。

4、按弯矩扭合成强度校核轴径

（1）、画出轴的受力图

（2）、作水平弯矩图、支点反力为

Ⅰ-Ⅰ载面处的弯矩为

Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为

（3）、作垂直面的弯矩图,支点反力

Ⅰ-Ⅰ截面左侧弯矩为：

Ⅰ-Ⅰ截面右侧弯矩为：

Ⅱ-Ⅱ截面处弯矩为：

（4）、作合成弯矩图

Ⅰ-Ⅰ截面：

Ⅱ-Ⅱ截面：

（5）、作转矩图

（6）、求当量弯矩

因减速器单向运转，故可以为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6

Ⅰ-Ⅰ截面：

Ⅱ-Ⅱ截面：

（7）、确定危险截面及校核强度

由图可以看出，截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩MeⅠ>MeⅡ，且轴上还有键槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面。

但由于轴径d4>d3,故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。

Ⅰ-Ⅰ截面：

Ⅱ-Ⅱ截面：

查表14.2得[σ-1b]=55MPa,满足σe≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。

5、绘制轴的零件图

（二、）主动轴的设计

1、选择轴的材料，确定许用应力

因轴的材料无特殊要求，故选用45钢，正火处理，由表14.4查得强度极限

σb=600MPa,再由表14.2得许用弯曲应力[σ-1b]=55MPa.

2、按钮转强度估算直径

根据表14.1得C=（118~107），又由式（14.2）得：

由于轴的最小直径处要安装V带轮，会有键槽存在，故将计算直径加大3%~5%，取为24.67~27.73mm。

由设计手册取标准直径d1=30mm。

3、设计轴的结构并绘制结构草图。

由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧。

1）、确定各轴段的直径轴段1（外伸端）直径最小，d1=30mm;考滤到要对安装定位，轴段2上应有轴肩，d2=35mm;为轴段3方便加工轴承的安装轴段，轴段2应有轴肩，同时为能顺利的在轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径的标准，故取轴段3的直径d3为40mm，轴段5为齿轮轴，轴段4为轴段3到齿轮轴的过度，取d4=48mm；相同的方法确定轴段6的直径d6=48mm；轴段7的直径d7=40mm。

2）、确定各轴段的长度轴段1的长度由V带轮毂的宽度确定取63mm,轴段5为齿轮轴的宽度65mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，根据已经定好了低速轴的轴段长度情况，确定轴段3的长度为31mm,确定轴段7的长度为32mm，轴段2长为52mm,轴段4和6长为8.5mm；轴承支点距离l=125mm。

3）、选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽的尺寸。

4、按弯矩扭合成强度校核轴径

1）、画出轴的受力图

2）、作水平弯矩图、支点反力为

Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为

3、求当量弯矩

因减速器单向运转，故可以为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。

Ⅱ-Ⅱ截面：

4、确定危险截面及校核强度

从图中可看出截面Ⅱ-Ⅱ为危险面，应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。

Ⅱ-Ⅱ截面：

查表14.2得[σ-1b]=55MPa,满足σe≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。

5、绘制轴的零件图

八、轴承

（一、）主动轴轴承

选用角接触轴承7008AC

1、求当量动载荷P

查手册得7008AC轴承的C0r=14.5KN,查表15.17得X0=1,Y0=0.76,由式（15.8）可得：

P0=X0Fr+Y0Fa=（1*853.63+0.76*487.62）N=1224.22N

P0=Fr=853.63N

取两者中较大值为计算值，即P0=1224.22N

2、静强度校核

由表15.18，取S0=1.2~2.5,由式（15.11）得

所选轴承的强度足够。

（二、）从动轴轴承

选用角接触轴承7009AC

1、求当量动载荷P

查手册得7009AC轴承的C0r=19.5KN,查表15.17得X0=1,Y0=0.76,由式（15.8）可得：

P0=X0Fr+Y0Fa=（1*820+0.76*468.4）N=1175.98N

P0=Fr=820N

取两者中较大值为计算值，即P0=1175.98N

2、静强度校核

由表15.18，取S0=1.2~2.5,由式（15.11）得

所选轴承的强度足够。

九、键的选择

1）、大齿轮键的选择

，d=50mm,轮毂宽B=62mm,由轴径d>44~50取b=14mm,h=9mm,

选用普通A型键L=50mm

故选用键14X50

2）、低速轴连接连轴器时用的键的选取

，d=30mm,轮毂宽B=60mm,由轴径d>22~30取b=8mm,h=7mm,

选用普通B型键L=50mm

故选用键B8X50

2）、高速轴与皮带轮连接时用的键的选取

，d=30mm,轮毂宽B=63mm,由轴径d>22~30取b=8mm,h=7mm,

选用普通A型键L=55mm

故选用键8X50

十、联轴器的选择

根据轴段的直径35mm和所受转矩，查表得K=1.3

Tc=KT=1.3*281.646Nm=366.14Nm

查表9.2选取TL7联轴器。

十一、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择

润滑方式：

因减速器内部是齿轮传动，内部密封，故选取油浴润滑。

润滑脂的选择：

根据减速器属于低速轻载机械轴承，所以选用通用锂基润滑脂（GB7324--87）ZL-1。

密封装置：

选取毡圈油封。

参考资料

1.陈立德.《机械设计基础》.第2版.北京:

高等教育出版社,2004

2.陈立德.《机械设计基础课程设计指导书》.第2版.北京:

高等教育出版社,2004

电动机计算公式和有关数据引自<<机械设计基础课程设计指导书>>7~8页

主要参数：

η1=0.96

η2=0.99

η3=0.97

η4=0.97

ηi=0.96

Pd=4.530kw

nw=84.03r/min

i=11.434

i0=2.5

i1=4.57

nⅠ=384r/min

nⅡ=84.03r/min

nw=84.03r/min

PⅠ=4.349kw

PⅡ=4.176kw

PⅢ=4.011kw

Td=45.06Nm

TⅠ=108.15Nm

TⅡ=474.64Nm

TⅢ=455.80Nm

带计算公式和有关数据引自<<机械设计基础>>第八章带传动

Pc=6.6kw

A型普通V带

dd1=140mm

dd2=350mm

中心距a0=400

L。

=1597.25mm

377.375mm

449.375

mm

z=4根

齿轮计算公式和有关数据引自〈〈基械设计基础>>第十章齿轮传动

K=1.1

T1=4.506*104N.mm

Hlim1=560Mpa

Hlim2=530Mpa

N1=7.668*108

N2=1.678*108

zNT1=1.02

zNT2=1.08

[σH]1=571.2MPa

[σH]2=572.4MPa

d1>=44.14mm

m=2.5

z1=23

z2=105

d1=46mm

d2=210mm

b=46mm

b1=55mmb2=50mm

a=128mm

σF1=91MPa

σF2=85Mpa

v=0.925m/s

轴轮计算公式和有关数据引自《机械设计基础》第十四章轴和轴毂连接

d1=40mm

Ft2=4520N

Fa2=960.76N

Fr2=1681.90N

d1=30mm

Ft1=2294.80N

Fa2=487.62N

Fr2=853.63N

轴承计算公式和有关数据皆引自《机械设计基础》第十五章

轴承