帶式輸送機(jī)一級減速器課程設(shè)計計算說明書

1、機(jī) 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計計算說明書設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)傳動裝置設(shè)計設(shè) 計 者： 第 五 小 組 指導(dǎo)老師： 李 曄 老 師設(shè)計時間： 2012 年 7 月 設(shè)計單位：貴州大學(xué)工業(yè)工程091班目錄一 課程設(shè)計任務(wù)書··························1二 設(shè)計要求····

2、3;···························2三 設(shè)計步驟·····················

3、83;··········2四 計算項目及內(nèi)容··························2（一）. 選擇電動機(jī)··········

4、··················3（二）. V型帶及帶輪的計算····················3（三）. 齒輪傳動的設(shè)計計算·······

5、·············5（四）. 軸的設(shè)計計算························9（五）. 滾動軸承和傳動軸承的設(shè)計········

6、····10（六）. 鍵的設(shè)計····························18（七）. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計··············

7、··········20（八）. 潤滑密封設(shè)計························22（九）. 參考資料············

8、················22一 課程設(shè)計任務(wù)書1 設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)傳動裝置 2工作條件及設(shè)計要求 帶式輸送機(jī)傳動裝置如上圖所示，主要完成輸送帶運(yùn)送機(jī)器零部件。該機(jī)室內(nèi)工作，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作有輕微震動，兩班制。要求使用期限十年，大修三年。輸送帶速度允許誤差正負(fù)5%。在中小型機(jī)械廠小批量生產(chǎn)。3.原始數(shù)據(jù)：輸送帶工作壓力F=10000N輸送帶速度V=0.8m/s卷筒直徑D=400m/s二.設(shè)計要求： 1)傳動方案簡圖12張 2）減

9、速器裝配草圖1張（A1） 3)減速器二維裝配圖一張（A1） 4）完成二維主要零件圖兩張(A3) 5)編寫設(shè)計任務(wù)說明書三設(shè)計步驟1.選擇電動機(jī)2.V型帶及帶輪的設(shè)計計算3.齒輪傳動的設(shè)計計算4.軸的設(shè)計計算5.滾動軸承和傳動軸承的設(shè)計6.鍵的設(shè)計7.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計四 計算項目及內(nèi)容如下·計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果一、選擇電動機(jī)帶輸出功率 Pw=104N0.8m/s=8Kw pw=8Kw 3Pd= Pw/ =8.9KW 電動機(jī)選用：工作機(jī)卷軸轉(zhuǎn)速=*60r/min=36.22r/min Y180L-8 選擇發(fā)電機(jī)：V帶傳動比24 齒輪傳動比：35總傳動（620）電動轉(zhuǎn)速范圍na=(620)

10、r/min電動機(jī)：Y180L-8 轉(zhuǎn)速：730r/min總傳動比i=19.10 i帶 = 4V傳動比：4 齒輪：4.78 i齒 =4.78二、V型帶及帶輪的設(shè)計計算· V型帶的設(shè)計· 傳動比i1=4· 工作情況系數(shù) 查表138(P218課本) 取KA=1.2 取KA=1.2 查表138 · 計算功率 (P218課本)由PC=KA*P=1.2 PC=1.2KW· 選用普通V型帶 選用普通V型 帶· 大小帶輪直徑由轉(zhuǎn)速功率選用d1=160200 選用d1=180mm d1=180mm d2=n1/n2d1(1-)=706mm d2=706

11、mm· 驗(yàn)算V型帶速度 v=n1d1/603=7303=6.88m/s v=6.88m/s 帶選在525m/s范圍內(nèi) 合適· 初定中心距a0=1.5(d1+d2)=1329mm 取a0=1350mm a0=1350mmfnhnvklv補(bǔ)充庫存 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果· 初定V帶長度 L0=2a0+(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0mm L0=4143mm 4143mm· 確定V帶長度 由L0查表123(P213課本) Ld=4500mm取Ld=4500mm· 確定中心距 a=a0+(LdL0)/2=1350+(4

12、5004143)/2=1529mm a=1529mm· 計算小帶輪包角1=180o(d2d1)/a57.3o=180o(706180)/152957.3o 160o>120o 1160o· 查P217頁（課本）表137得 包角修正系數(shù)K=0.95 包角修正系數(shù) K=0.95· 查帶長修正系數(shù)KL 查表132（課本P213頁） 得KL=1.15 帶長修正系數(shù) KL=1.15 · 單根傳遞功率Pn 1=730 n 2=730d1(1)/d2查表133（課本P214）得 P=2.81Kw P=2.81Kw· 單根帶傳遞功率增量P0 查表135（

13、課本P216） 得P0=0.22Kw P0=0.22Kw· 計算V帶根數(shù)Z Z=PC/(P+P0)KL=13.2/(2.81+0.22)×0.95××1.154 Z=4 計算V帶對軸拉力F0 F0=500PC/2V（2.5/K-1)+qv2399N F0=399N (查表131 課本P212取q=0.17)2計算兩帶輪的寬度B B=(z-1)e+2f=81.2mm (課本P224 表1310) B=81.2mm計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果三、齒輪傳動的設(shè)計計算 根據(jù)：傳遞功率P=8.24Kw 傳動比i=4.78 n=182.5r/min小齒輪的轉(zhuǎn)速 n=18

14、2.5r/min （小齒輪）工作時間：十年 閉式傳動· 材料選擇：小齒輪 45號鋼 調(diào)質(zhì) 大齒輪 45號鋼 正火（課本P166）精度等級 8級 （課本P168表112）大齒輪硬度 190HBS 小齒輪硬度 240HBS· 按齒面解除疲勞設(shè)計初選參數(shù) z1=30 z1=30 z2=iz1=143.4 取整 143 z2=143齒厚系數(shù)b=1.1(查表116 課本P175) 齒厚系數(shù)： b=1.1· 計算實(shí)際傳動比、傳動比誤差 U=z2/z1=4.77 u=z2z1=0.21%<3%· 計算轉(zhuǎn)矩TT1=9.5565N/mm T1=9.5565·

15、; 確定載荷系數(shù)K K=1.4(查表113 課本P169) 載荷系數(shù): K=1.4· 查表確定兩齒輪的極限應(yīng)力 接觸疲勞極限Hlim1=580MPa Hlim2=370MPa彎曲疲勞極限FE1=450MPa FE2=310MPa 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果· 確定許用應(yīng)力（按接觸疲勞強(qiáng)度計算） SH取1 查表115（課本P171）H1=Hlim1/SH=580MPaH2= Hlim2/SH=370MPa 取小值，所以H=370Mpa H=370Mpa· 求出d1確定標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m 模數(shù)m=d1/z1 查表41課本P57 取m=4 模數(shù):m=4 · 校核齒根彎曲

16、疲勞強(qiáng)度· 兩齒輪的分度圓直徑d1=mz1=120mm d1=120mmd2=mz2=572mm d2=572mm· 兩齒輪齒寬B1=d1=1.1×128.8141.7取B2=145mm B1=150mm B1=150mm B2=145mm· 查表兩輪的齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)齒形系數(shù)YFa1=2.55(查圖118 課本P173) YFa2=2.55齒根修正系數(shù) YSa1=1.63 YSa2=1.82 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果· 計算許用彎曲應(yīng)力SF=1.25(查表115 課本P171)F1=FE1/SF=450/1.25=360MPa F=14

17、8MPaF2=FE2/SF=310/1.25=248MPa取小值F=148Mpa 驗(yàn)算齒輪的彎曲強(qiáng)度校驗(yàn)合格 校驗(yàn)合格· 計算齒輪傳動中心距中心距a=(d1+d2)/2=(120+572)/2=346mm a=346mm 計算齒輪的圓周速度 V=1.15m/s(1) 兩齒輪的幾何尺寸計算齒頂圓直徑da1=d1+2ha=120+2ha*m=128mm da2=d2+2ha=572+2ha*m=580mm(2)齒根圓直徑df1=d2(ha*+c*)m=120+2×4×1=110mm df1=110mm df2 =d2-2(ha*+c*)m=572+8=580mm df

18、2 =580mm(3)分度圓直徑d1=mz1=120mm d1=120mm d2=572mm d2=mz2=572mm 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果（4）基圓直徑 db1=d1×cos20°113mm db1=113mm db2=d2×cos20o538mm db2=538(5)齒頂高、齒跟高、齒全高h(yuǎn)a*=ha*m=4mm ha*=4mmhf=ha*c*m=5mm hf=5mmh=ha+hp=9mm h=9mm （6）齒定徑向間隙 C=c*m=0.25×4=1mm C= 1mm（7）齒厚、齒槽寬、齒距 s=e=m2=6.28mm p=12.56mm p(齒

19、距)=m=12.56mm s=6.28mm（8）兩尺的中心距 a=346mm（9）齒頂圓的壓力角 =20o（10）計算重合度 =1.88-(1/z1+1/z2)1.75計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果匯總計算結(jié)果如下表： 小齒輪(mm)大齒輪(mm)分度圓直徑d120572齒頂高44齒根高h(yuǎn)f55齒全高h(yuǎn)99齒頂圓直徑 128580齒根圓直徑110562基圓直徑113538中心距a346傳動比i4.77四、軸的設(shè)計計算· 各軸的轉(zhuǎn)速n1=730×14=182.5r/min n1=182.5r/minn2=n1/i2 =182.5×14.78=38.18r/min n2=3

20、8.18r/minn3=n2=39.18r/min n3=39.18r/min 輸入功率：高速軸P1=Pd1=8.94×0.96=8.58kw低速軸：P2= Pd12=P1×0.97×0.99=8.24kw P3=P2×0.99×0.99=8.08kw· 各軸輸出轉(zhuǎn)矩電機(jī)轉(zhuǎn)矩Td=1.17×105 N*mmT1=Td×0.99=1.17×0.96×105=1.12×105N*mmT2=T1 ×0.99×0.97=1.12×0.99×0.97

21、15;105 =1.08×105N*mmT3=T2×0.99×0.99=1.08×105×0.992 =1.06×105N*mm計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果各軸的輸出功率 P1=8.49KwP1=8.59*0.99=8.49Kw p2=8.16kwP2=8.24*0.99=8.16Kw p3=8.00kwP3=8.08*0.99=8.00Kw· 各軸輸出轉(zhuǎn)矩T1=1.12×105×0.99=1.11×105N*mmT2=1.08×105×0.99=1.07×105N*m

22、mT3=1.06×105×0.99=1.05×105N*mm軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(N·mm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入 輸出軸8.588.941.121051.11105182.540.99軸8.248.491.081051.0710538.284.780.99軸8.088.161.061051.0510538.1810.99五、滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 1、高速軸的設(shè)計 （1）輸在軸的上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1、轉(zhuǎn)矩T1 由上可知P1=8.58Kw, n1=182.5r/min , T1=1.12105m計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果(2)

23、 求作用在齒輪上的力因已知高速小齒輪的分度圓直徑d1=120mm , Ft=1866.67N 圓周力： 徑向力： Fr=679.41N 軸向力: Fa=0（3）初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表14-2，取，于是， dmin=40.9mm由于鍵槽的影響，故輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑， 取，根據(jù)帶輪結(jié)構(gòu)和尺寸，取。 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果（4）齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(a).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，1段右端需制出一軸肩，故取2段的直徑d2=d1+2h1=45+2×2=49mm； 2).初步選擇滾動軸承

24、。因軸承同時受有徑向力和軸向 力的作用，故選用角接觸球軸承按照工作要求并根據(jù) 3)查手冊選取單列深溝球球軸承6210，其尺寸為 故。長度l3=20mm l3=20mm4)取d4=52mm l4=12mm d4=52mm l4=12mm5).由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端5的直徑 d5=52mmd5=52mm l5=150mm l5=150mm6)取d6=52mm l6=12mm d6=52mm l6=12mm7).第六段為深溝球軸承的定位軸向。其直徑應(yīng)小于深溝球軸承的內(nèi)圈外徑，取d7=49mm,長度l7=20mm d7=49mm l7=20mm 至此，已初步確定了軸的各段和長度。計算項目及內(nèi)容

25、 主要結(jié)果1段d1=45mmL1=80mm2段:d2=47mmL2=40mm3段d3= 49mmL3=20mm4段d4= 51mmL4=12mm5段d5= 53mm.L5=150mm6段7段d6=55 mmd7 = 49mm L6 =12mmL7=20mm (b) 軸上零件的周向定位由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表109查得帶輪與軸的周向定位，采用平鍵連接截面。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為（c）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計表15-2，取軸端圓角。 軸端圓角: （5）求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，再根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 L=19

26、4mm,K=1.41)求垂直面的支撐反力 F1V=339.71N F2V=339.7N計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果2) 求水平面的支撐反力3）繪制垂直面的彎矩圖5）繪制水平面的彎矩圖6）求合成彎矩圖7)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩8)求危險截面的當(dāng)量彎矩從圖可以看出面a-a面最危險，其當(dāng)量彎矩為：取折合系數(shù)，代入上式得 MG=117.46N*m9) 計算危險截面處的軸的最小直徑 軸的材料為45鋼，正火處理，由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表14-2查得由表14-3查得 計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果考慮到鍵槽對軸的削弱，將最小直徑加大5%而實(shí)際設(shè)計的危險截面處的因此該軸符合要求低速軸 (二).低速軸的設(shè)計.輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

27、由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 圓周力： 徑向力： 軸向力：.初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 表14-2，取，于是 P2=8.16kwdmin=C33pn C取110，P2=8.16kw T=1.08×105 T=1.08×105,n2=38.18r/min 所以 dmin=110338.1638.18mm=65.75mm計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 低速軸的尺寸右起第一段取為l1,外伸與聯(lián)軸器相連，取軸長l1=40mm,由課本P77表47所確定 d1=dmin1+3%=67.7225mm 單鍵 d

28、1=67.7225 d1=dmin1+7%=70.3525mm 雙鍵 由h1=(0.070.1)d1 取單鍵 所以h1=0.1d1=6.7722(2) L2為聯(lián)軸器與箱體之間，其直徑 d2=81.267d2=d1+2h1=81.267mm軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面的距離為35mm,所以 l2=65mm取軸長 l2=65mm(3) 右起第三段L3，該段裝有滑動軸承，選用深溝球軸承，選用6217軸承，其尺寸:d×D×B=85×150×28 l3=28mm選用直徑為d3=85mm,長度l3=28mm(4) 右起第四

29、段L4,取l4=5.5mm,與軸肩等長，取d4=88mm l4=5.5mm(5) 右起第五段，該段上裝有大齒輪，并且齒輪用鍵連接直徑要增加5%，因?yàn)閐5=88.267mm,所以實(shí)際直徑為d5=d51+5%=92.68mm l5=145mm長度l5=145mm(6) 右起第六段，考慮齒輪的軸向定位，定位軸肩， l6=5.5mm取軸肩的直徑為d6=105.9204mm長度l6=5.5mm(7) 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，d7=85mm l7=28mm長度l7=28mm計算減速器輸出軸的危險截面直徑因?yàn)閳A周力Ft=1866.67N 軸向力Fa=0 N 徑向力Fr=679.41N d2=57

30、2mmL=202 K=119計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果所以垂直面的支承反力：F1V = Fr*L2-Fa*d2/2L=679.41×101-0×5722202 = 339.705N F1V= 339.705NF2v= Fr-F1v679.41-339.705 = 679.41N F2v = 679.41N水平面的支承反力：F1H = F2H = Ft2 = 1866.672 = 933.335N F1H= 933.335N繪垂直面的彎矩圖：Mav = F2v * L2=679.41×0.202 2=68.62N Mav = 68.62N Mav=F1v * L2=3

31、39.705 × 0.2022=34.31N Mav=34.31N繪水平面的彎矩圖：Mah = F1H * L2 =933.335 ×0.2022 =94.27N Mah =94.27N 求合成彎矩圖：考慮到最不利的情況，把Maf 與Mav2+MaH2直接相加，而MaF=0,所以 Ma=Mav2+MaH2=68.622+94.272=116.60 Ma=116.60Ma'=M'av2+M'aH2=34.312+94.272=100.32 Ma'=100.32求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=Ft * d22 =1866.67×0.5722 =53

32、3.87N*m T=533.87N*m由圖知: 其當(dāng)量彎矩為 Me=Ma2+(2T)2如認(rèn)為軸的扭切應(yīng)力是脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)=0.6，代入上式可得： Me=116.602+(0.6×533.87)2=340.88 Me=340.88計算危險截面處軸的直-徑軸的材料（用45號鋼，調(diào)制處強(qiáng)，由表141查得B=65MPa）由表143查得-1b=60MPa , 則d3Me0.1-1b=340.88×1030.1×60=38.44mm考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大5%，故 d = 1.05×38.44=40.362mm計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果彎矩圖如下：

33、計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果(三)滾動軸承的校核 1、 軸承的預(yù)計壽命 LH=16 LH=16· 計算輸入軸承.(1)已知 n=382.5r/min; 兩軸的徑向反力 FR1=FR2=933.34N由選定的深溝球軸承 6210，C=35.0KN Cor=23.2KN （查表59，機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計P99）P = FR = 933.34；t=1，fp=1.2 (課本P279.表168和表169)L=6h>Lh達(dá)到預(yù)期壽命要求，所以此軸承合格.2、輸出軸的軸承設(shè)計計算 軸承的預(yù)計壽命tH=16×365×10=58400h tH=58400h（1） 計算當(dāng)量動載荷P因該

34、軸承在此工作條件只受到徑向力作用，所以P=FV=933.335N P =933.335N（2） 求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值P=Fr=933.335 P=933.335 (3) 由選定的深溝球軸承6217. Cr=83.2KNCor=63.8KN (查表59，機(jī)械設(shè)計課程) =3溫度系數(shù)fx=1,fD=1.2 (課本P299，表168和表169)L=10660n(ftCfpP)=10660×38.18×(1×83.2×1031.2×933.35)3=18.43×103H L=18.43×103h六、鍵連接設(shè)計低速軸鍵連接設(shè)計 輸出軸與大齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d5=92.68mm L5=145mm T=1.08×105N*mm查書P156 得選擇A型平鍵. 鍵 22×14 GB/T 10962003 L = L5-b = 145-22 = 123N*m L = 123N*m h = 14mm p=4Tdhl=4×1.08×105mm92.68×14×123=2.71MPa<p (110MPa)計算項目及內(nèi)容 主要結(jié)果 輸入軸與大帶輪的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑 d1=45mm L1=80mm T=1.12×105