帶式輸送機設計說明書

1、（機械設計課程設計）設計說明書 （帶式輸送機） 起止日期： 2010 年 12 月 20 日 至 2011 年 1 月 8 日學生姓名 班級學號成績指導教師(簽字)機械工程學院2011年 1 月 8 日目 錄機械設計基礎課程設計任務書.1一、傳動方案的擬定及說明.3二、電動機的選擇.3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4四、傳動件的設計計算.6五、軸的設計計算.15六、滾動軸承的選擇及計算.23七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.26八、高速軸的疲勞強度校核.27九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇.30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇.31十一.心得體會. . .32十二.參考資料目錄

2、. . 33XX大學課程設計任務書20102011 學年第 1 學期 學院（系、部） 專業(yè) 班級課程名稱： 機械設計課程設計 設計題目： 帶式傳動輸送機 完成期限：自 2010 年 12月 20 日至 2011 年 1 月 8 日共 3 周內(nèi)容及任務一、設計的主要技術(shù)參數(shù)1：輸送帶最大有效拉力：F=700N2:帶速：V=2.5m/s3:滾筒直徑：D=320mm二、設計任務三、設計工作量1:機械裝置總體方案設計，傳動零部件設計2機械裝置主要零部件裝配圖3機械設計說明書進度安排起止日期工作內(nèi)容2010年12月20日方案擬定，電機選擇2010年12月22日設計計算2010年12月30日裝配圖零件圖2

3、010年1 月8日修改于裝訂主要參考資料1 孫桓, 陳作模. 機械原理M. 北京：高等教育出版社，2001.22 濮良貴, 紀名剛. 機械設計M. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信遠. 機械設計/機械設計基礎課程設計M. 北京：高等教育出版社，1995.4 機械制圖、機械設計手冊等書籍。指導教師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院專業(yè)班級姓 名學 號一、課程設計的內(nèi)容設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。設計內(nèi)容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設

4、計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。二、課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運輸帶工作拉力： F = 700 kN； 2運輸帶工作速度： v = 2.5 m/s； 3卷筒直徑： D = 320 mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量。三、課程設計應完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）；3設計說明書 1份。：設計計算及說明結(jié)果一、傳動方案的擬定及說明傳動方案給定為三級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機

5、構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即初步選定同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，1000r/min的電動機，根據(jù)任務書得傳動比為9-25二、電動機選擇1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式2電動機容量1) 卷筒軸的輸出功率 由表12-1可知，對額定功率為4kw的電動機型號分為Y100L1-4或Y112M-6方案號同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速額定功率外伸軸徑軸外伸長1150014302.22860210009402.22860通過對上述兩鐘方案的比較可以看出：方案1選用的電動機轉(zhuǎn)速高，總傳動比為9.58滿足任務書的要求。故方案1比較合理。2) 電動機輸出功率d 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的

6、各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：彈性聯(lián)軸器；閉式圓柱齒輪傳動效率；一對滾動軸承效率輸送機滾動效率估算傳動系統(tǒng)的總效率為：式子中：= =0.99= 所以：=0.8204故 3電動機額定功率由1表20-1選取電動機額定功率4電動機的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍，則。選定電動機的型號為Y132S2-2。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速起運轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y100L1-42.21KW1430r/min2.22.35、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、因為總傳動比為9.58（符合24<<34）2)、分配傳動

7、比 二級減速器中：高速級齒輪傳動比i低速級齒輪傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸、軸。各軸轉(zhuǎn)速為：2各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)將計算結(jié)果匯總列表備用。項目電動機高速軸中間軸低速軸N轉(zhuǎn)速（r/min21149.25P 功率（kW）2.22.1782.07041.9681轉(zhuǎn)矩T(Nm)14.6914.545448.794125.93i傳動比13.532.722、齒輪傳動設計 選擇斜齒圓柱齒輪先設計高速級齒輪傳動1）、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與已知條件知減速

8、器采用閉式軟齒面計算說明(HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS2)、按齒面接觸強度計算:取小齒輪=24，則=，=243.529=84.7，取=84并初步選定14°確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.433c.由圖10-26查得=0.78, ,則d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:。確定需用接觸應力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟

9、齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.82 =0.87 =/S=492Mpa= /S=487.5 Mpa=(+)/2=485.25 Mpa=32.043）、計算（1）計算圓周速度:V=n1/60000=2.40m/s （2)計算齒寬B及模數(shù)B=d=1X32.04mm=32.04mm=cos/=1.29mmH=2.25=2.905mmB/H=32.04/2.905=11.029（3）、計算縱向重合度=0.

10、318dtan=1.904（4）、計算載荷系數(shù)由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得:故載荷系數(shù)（5）、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式1010a 得 =32.726（6）、計算模數(shù) = Cos/Z1=1.32mm4）、按齒根彎曲強度設計由式10-17(1)、計算載荷系數(shù):(2)、根據(jù)縱向重合度=1.904,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)(3)、計算當量齒數(shù)齒形系數(shù) ，（4）、由1圖10-5查得由表10-5 查得由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.81,=0.84計算彎曲疲勞應力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得

11、:=/S=289.29 MPa=/S=300 MPa（5）、計算大小齒輪的，并比較 且，故應將代入1式（11-15）計算。（6）、計算法向模數(shù)對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=32.726mm來計算應有的數(shù),于是有:取1.25mm；（7）、則，故取=25.則=88.25，取（8）、計算中心距 取a1=116mm（9）、確定螺旋角 （10）、計算大小齒輪分度圓直徑:=（11）、確定齒寬 取5）、結(jié)構(gòu)設計。（略）配合后面軸的設計而定低速軸的齒輪計算1）、選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相同）(HB<=350HBS),7 級精度,查表10-1得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理

12、HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS2）、取小齒輪=24，則=*=24*2.72= 65. 28 取=66，初步選定14°3）、按齒面接觸強度計算: 確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系=2.433.c.由圖10-26查得則d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩: 確定需用接觸應力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪

13、接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應力循環(huán)系數(shù) i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.88 =0.92 =/S=0.88*600=528Mpa= /S=0.92*550=506Mpa=(+)/2=517 Mpa4）、計算1,試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得mm=42.26mm (1)、圓周速度:V=n1/60000=42.26*3.14*405.21/60000=0.89m/s（2）、計算齒寬b及模數(shù)B=d=1X42.26=42.26mm=cos/ =1.71mmH=2.25=3.85mmb/h=42.26/3.85=10.98(3)、計算縱向重合度=0

14、.318dZ1tan=1.903根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查的螺旋角影響系數(shù)a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得:故 載荷系數(shù) K=1*1.08*1.2*1.36=1.76 （4）、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得 =43.98mm（5）計算模數(shù)= cos/=1.78mm5）、按齒根彎曲強度設計 由式10-17a上式中b根據(jù)縱向重合度=1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.875c計算當量齒數(shù)齒形系數(shù) ， 由1表10-5查得由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.86,=0.89d計算彎曲

15、疲勞應力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPa由表10-5查的e比較 且，故應將代入1式（11-15）計算。f法向模數(shù)=1.85mm對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=43.98mm來計算應有的數(shù),于是有:取2.0mm .則取值為57g中心距 取a1=81mmh確定螺旋角 i計算大小齒輪分度圓直徑:=J 齒寬 取4)、齒輪結(jié)構(gòu)設計，（略）配合后面軸的設計而定將齒輪計算數(shù)據(jù)進行總結(jié)如圖所示：齒輪分度圓直徑寬度齒數(shù)模數(shù)螺旋角中心距132.084025 1.25 13.0691162112.933588343.525021

16、215.14814118.134557五、軸的設計計算為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。有公式：第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為1高速軸設計1）按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑高速軸為輸入軸，因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大10%，=14.5794mm。由機械設計手冊表22-1-17查得帶輪軸孔有20，22，24，25，28等規(guī)格，故取=20mm高速軸工作簡圖如圖(a)所示首先確定個段直徑A段：=20mm 有最小直徑算出）B段：=25mm，根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為25mm的C段：=30mm，與軸

17、承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內(nèi)徑D段：=32mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mmE段：=32.08mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，全高為34.58取35mmG段， =30mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內(nèi)徑F段：=33mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm第二、確定各段軸的長度A段：=1.6*20=32mm,圓整取=30mmB段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mmC段：=30mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設計p24） =B+3+2=16+10+2=28mmG段：=30mm, 與軸承（

18、圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度F段：，=2-2=10-2=8mmE段：，齒輪的齒寬D段：=52mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已定長度后圓整得=52mm軸總長L=244mm兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=128mm，2、軸的設計計算1）、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大5%，=18.084mm。根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，考慮相同的軸承減少安裝難度，并且后面軸徑要求較大以及與相配合軸承內(nèi)徑故取=30mm初選角接觸球軸承7206C軸的設計圖如下：首先，確定各

19、段的直徑A段:=30mm,與軸承（角接觸球軸承7206C）配合F段：=30mm，與軸承（角接觸球軸承7206C）配合E段：=35mm，非定位軸肩B段：=37mm, 非定位軸肩，與齒輪配合C段：=43.53mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑D段：=37mm, 定位軸肩然后確定各段距離：A段： =30mm, 考慮軸承（角接觸球軸承7206C）寬度與擋油盤的長度B段：=8mm,根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度C段：=50mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬E段：=33mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定）F段：=31mm，考慮了軸承長度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離D段：=8mm,由軸得出的兩軸承間

20、距離（不包括軸承長度）S=128mm減去已知長度 得出3、軸的設計計算輸入功率P=1.9681KW,轉(zhuǎn)速n =149.258r/min,T=125.93N*m軸的材料選用40Cr（調(diào)質(zhì)），可由表4-2查得C=90所以軸的直徑: =21.26mm。因為軸上有兩個鍵槽，故最小直徑加大10%，=23.386mm。由表16-4(機械設計課程設計指導書)選聯(lián)軸器型號為HL2軸孔的直徑=25mm長度L=62mm軸設計圖 如下：首先，確定各軸段直徑A段: =30mm, 與軸承（角接觸球軸承7206C）配合B段: =35mm,非定位軸肩,h取5mmC段: =40mm,定位軸肩。D段: =37mm, 非定位軸肩

21、。E段: =30mm, 與軸承（角接觸球軸承7206C）配合F段: =25mm,按照齒輪的安裝尺寸確定G段: =24mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段: =32mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸B段: =43mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝C段: =8mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值根據(jù)軸承（角接觸球軸承7206C）寬度需要D段: =55mm,由兩軸承間距減去已知長度確定E段: =22mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸F段: =32mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G段: =52mm,聯(lián)軸器孔長度軸的校核計算, 第一根軸:求軸上載荷已知：設該齒輪軸齒向是右 旋，受力如右圖：

22、由材料力學知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在齒輪處 求軸上的轉(zhuǎn)矩 ：軸材料選用40Cr 查手冊對于軸的計算取安全系數(shù)S=2.5，則=216MPa按第三強度理論進行校核，則有公式的：所以選軸符合要求！第二根軸求軸上載荷已知：設該齒輪軸齒向兩個都是左旋，受力如右圖：由材料力學知識可求得支座反力： 求相應彎矩轉(zhuǎn)矩合成彎矩+方向彎矩方向求矩：求扭矩：所以得危險截面在C處 符合強度條件!第三根軸:求軸上載荷已知：設該齒輪齒向是右旋，受力如圖：由材料力學知識可求得求支座反力 由圖可知,危險截面在C右邊求特定彎矩：軸材料選用40Cr與上兩次軸選材相同所以也符合強度要求六、滾動

23、軸承的選擇及計算1.軸軸承 型號為7206C的角接觸球軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p151) 7206C的角接觸球軸承的基本額定動載荷Cr=17.8KN,基本額定靜載荷Cor=12.8KW，因為所以取值e=0.38，Y=1.47兩軸承派生軸向力為：因為所以左端軸承被放松，只受其派生軸向力即 =、2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年360個工作日,每天2班制.壽命29年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p151) 7206C的角接觸球軸承的基本額定動載荷Cr=17.8K

24、N,基本額定靜載荷Cor=12.8KW，因為所以取值e=0.38，Y=1.47因為左端軸承壓緊，右端軸承放松2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， N所以取3）校核軸承壽命按一年360個工作日,每天2班制.壽命1.06年.故所選軸承不適用。所以從新選擇相配合的軸承初選30206圓錐滾子軸承因為查表得Y=1.47 所以一軸被壓緊二軸放松，=1112.8N，=706.8N對E取值為0.37，所以取P=P1=2220.08N校核軸承壽命：兩班工作制，一年360工作日，則軸承壽命為15.6年足以滿足壽命要求2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p151) 720

25、6C的角接觸球軸承的基本額定動載荷Cr=17.8KN,基本額定靜載荷Cor=12.8KW，因為所以取值e=0.38，Y=1.47兩軸承派生軸向力為： 因為所以，左端軸承放松，右端軸承壓緊2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命10年.故所選軸承適用。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算首先校核聯(lián)軸器上兩鍵1軸上與帶輪相聯(lián)處鍵的校核根據(jù)所選電動機特點確定鍵的大小，K=0.5*H=4mmL=40mmD=24mm鍵A10×28，b×h×L=4×40×24 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，滿足設

26、計要求1軸上聯(lián)軸器處鍵的校核：鍵 A6×6，b×h×L=6×6×28 單鍵鍵長取為28mm鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，P=40滿足設計要求32軸處齒輪的鍵校核采用鍵A，b×h×L=10×8×33 單鍵滿足設計要求2）3軸齒輪連接處采用A型鍵A 單鍵滿足設計要求工作軸四上的鍵校核1：根據(jù)所選聯(lián)軸器選擇鍵的大小利用公式得：滿足要求，合格八、高速軸的疲勞強度校核 第一根軸結(jié)構(gòu)如下：（1）判斷危險截面在A-B軸段內(nèi)只受到扭矩的作用，又因為e<2m 高速軸是齒輪軸，軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕是確定的，所以

27、A-B內(nèi)均無需疲勞強度校核。從應力集中疲勞強度的影響來看，E段左截面和E段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應力集中最為嚴重，截面E左端面上的應力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應力條件是一樣的，所以只需校核E段左右截面即可。（2）.截面右側(cè)：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)左截面上的扭矩T3為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)應力軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得：截面上理論應力系數(shù)按附表3-2查取。因經(jīng)查之為：；又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為：皺眉經(jīng)過表面硬化處理，即，則按式（3-12）及（3-12a）得到綜合系數(shù)為：；有附圖3-2的尺寸系數(shù)

28、由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故可知道其右端面安全；同理可知：E段左端面校核為：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面IV上的扭矩T3為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)應力由表15-1查得：又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；有附表3-8用插值法查得：軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故E段左端截面的左端面都安全！九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇1、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表A值為中心距計算中取值為116mm名稱符號減速器及其形式關(guān)系箱座壁厚0.03a+3mm=6.48mm,取8mm箱蓋壁厚6.480.85=5.5mm<8mm,取8 mm箱座凸緣厚度b1.5=12mm箱蓋凸緣厚度1.5=12mm箱座底凸緣厚度2.5=20mm箱座箱蓋肋板厚M m0.85,取7 mm地腳螺釘直徑和數(shù)目，na<350mm,n=4, =16mm軸承旁連接螺栓直d10.75df=12mm機蓋與機座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df=89.6mm取8mm連接螺栓d2的間距l(xiāng)