西北工业大学机械设计(课程设计)带式输送机.docx

机械设计课程设计说明书设计题目:一带式输送机传动装置设计指导班级目录第一部分传动方案拟定第二部分电动机的选择第三部分运动参数及动力参数计算第四部分传动零件的设计计算第五部分轴的设计计算第六部分轴承的选择及校核计算第七部分键联接的选择及校核计算第八部分联轴器的选择第九部分润滑及密封第十部分箱体及附件的结构设计和选择第十一部分设计小结第十二部分参考资料题号输送带的牵引力F/KN输送带的速 度 vm. s-l输送带滚筒 的节圆直径 直径D/mmI-E1.81.5220许速度误差5%。带式输送机的传动效率为0.96。L2原始数据：方案由题目所知传动机构类型为：V带传动与齿轮传动的结合。传动简图如下：=T=I查表得：th=0. 96Fh =0. 99“3=0. 97M=O. 99七二0.96Po=3. 144 kw a w=138. 9rmin 初选电动机型号为Y112T-44=10. 37 了二3. 457 x=480 (rmin) 1 = ¾ =138.9 (rmin)fTi=O. 96Ih=0. 99“3=0. 97 114=0. 99 4=3.84 (KW)=3. 688 (KW) 4=3.615 (KW)Z=76.4 N m 7J =253. 57N m %二248. 55N mPd=5. 2 kwA型V带 4 二95mm F=7. 16ms 满足速度要求1、传动方案拟定设计一带式输送机传动装置1.1工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动。减速机小批量生产，使用期限10年，两班制工作。运输带允2、电动机选择2.1 电动机类型和结构选择因为运输机的工作条件是：连续单向工作，工作时有轻微振动。所以选用常用的Y系列三相异步电动机。此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2.2 电动机容量的选择1)工作机所需功率吃Fv儿二血(kw)2)电动机的输出功率ApQ=1jn(kw)由电动机至输送带的传动总效率为：.a"=71X372m7jx74x75式中：4l、"2、13、"4、"S分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。查表3-l(P13):IU71=0.96>yH=O.99、"3=0.97、74=0.99>"，=0.96则：芽口=0.96XO.99,.97x0.990.96=0.8587所以：电动机的输出功率1800l5J»=1000j7d=IooQX0.8587=3,144(kw)2.3确定电动机输出转速WoOX60uWOOX60uL6”“二靠d=X220=138.90r/min根据表3.2(P14)推荐传动比范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围，=35。取V带传动比4=24。则总传动比理论范围为：=620°故电动机转速的可选范围为4二=.百=(620)138.90=833.42778r/min根据容量和转速，由表17-7(P178)查出二种适用的电动机型号：(如下表)(5msv25ns)4=280mm1.77%<5%合格4=160OmmJ=545lnmj=473nm%=15867'>120合格7o=l.195(kw)2=0.17(kw)=0.9447=0.99取z=59=0.IOkg/o=123.62NF¢=1214.85nB-80mm8级精度小齿轮45钢调质HB=t2AQBS大齿轮45钢正火HBL邓HBS合格4=20¾=69合格K=L24=76.4Pd=IPJ510MP=325mm4=66mm=234mm取N=6B方案电动机型号额定功率kw满载转速(r/min)堵转转矩最大转矩1Y112M-4414402.22.32Y132M1-649602.02.0综合94KW,3、计.3.1确由选可得总杂(式分配根据号虑初选电动机型号为YH2M-4,电动机额定功率满载转速1440r/min,电动机中心高度为112mm。.算传动装置的运动和动力参数定传动装置的总传动比和分配级传动比定的电动机满载转速”和工作机主动轴转速超”曳传动装置总传动比为：=138.90=10.37G动比等于各传动比的乘积：不二"4中右和才分别为带传动和减速器的传动比)各级传动装置传动比：表3.2(PM),取4二3.0(普通V带f7)因为：Al二“4y=L也L所以：=3.0=3.4573.2 计算各轴的转速：a0_1440高速轴I：4二43.0=480(rmin)A480低速轴II:¾=I=3,457138.9(rmin)卷筒轴：1=¾=138.90(rmin)3.3 计算各轴的功率：高速轴I的输入功率：4二取二4"阴二4"0.96=3.84(KW)低速轴II的输入功率：用二十Xjj12=KXw3.84«0.99«0.97=3.688(KW)卷筒轴的输入功率：4=4X-=&X明3.688*0.99-0.99=3.615(KW)(式中"6、*八17R分别为相邻两轴的传动效率"二孔、如二Th、"至二l2x%)3.4 计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：I轴：pi3.84t=9550A=9550,480=76.4Nm轴：p3.6-石=9550°2=9550»匕8.9=253.57Nm卷筒轴：2；-9550×9550X里巨用1389248.55Nm4、传动零件的设计计算4.1 V带的设计1 .确定输送机载荷汽2=66IHiiid=25mm“2=30rn4二35mm4=4OmnIA=76mm4-45mm4=17mm4,17mm*-66mm-7t64×1042j=2315.153加/。1=824.6STJ=%=412.33NFffY=AV-1157.575NMar=1.2l04c=6.574lO4iamrgw<.1r满足强度要求%艮1满足强度要求Dl=38mm；A=44mmq=50mmDq=53mmDL62mm"=56mmA=80mm4-50nun4=s32mm4,66mmKa由课本表6-6(P77)查得工况系数=1.3»町ffcQ=P=L3x4=5.2kw.2 .选取V带型号根据Pd=5.2kW和n0=1440rmin,由课本图6-10(P80)确定为A型V带。3 .确定带轮直径4,d21)选小带轮直径课本参考表6-7和图6-10选取4=95mm2)验算带速V皿gX95X1440V=60X1000=60x1000=7.16ms(小带轮转速,=I440l7niin)3)确定从动轮基准直径叱-2=i4(1-s)=3x95*(1-0.01)=282.15mm,由课本表6-8取标准值4=280mm4)计算实际传动比了生280i=d=95=2.9475)验算传动比相对误差理论传动比4:3.04d传动比相对误差II=1.77%4 .定中心距和基准带长41)初定中心距'Q0.7(d÷)o2(rf+)262.5750按要求'。可取500mm；2)计算带的基准长度与工(B-4)”Aw»2+2(4+2)+4品lX500+X(95+280)+(加95)«224X500=1606mm=10ihe=7mmLf=19mm7-253.57xlQ,a32005NFrt=729.76jV%=J=364JBN%W02.5Nfr-2.04)×IO4JUnmfc5.974X104mfl=16.109XIO4ASnm。0=10.821胴物<PtL满足强度要求M-HS61mIO42!09=32.13%*口.满足强度要求P824.65»A=480(XMrC=9186选用轴承合格P-729.76JVC'=5377.06AT选用轴承合格选用键合格选用键合格选用键合格选用联轴器合格润滑油牌号为工业式齿轮油L-CKClOOZL-2号通用锂基润滑脂取表6-2(课本P66)标准值1600mm3)计算中心距修Ld-LM1600-1606SlWa0+2500+2=497mm4)确定中心距调整范围J=40,034=497+0.03x1600=545mm-Oa015¼-4r7-0.015x100-473mm5)验算包角叫1-1804/Yp3B-MO-第FS1497UIW,120合盅；6.确定V带根数N1)确定额定功率稣由4及“查表6-4用插值法求得7O=I.195(kw)2)确定各修正系数功率增量A”查表6-4得“月二0.17(kw)包角系数工查表6-9得到=0.9447长度系数Ji查表6-2得=0.993)确定V带根数ZPa5JZWUi+)1b二(1.195+0.17)×0.9447×0.99二4.07选择5根A型V带；7,确定单根V带出拉力尸。查表6-3单位长度质量0二0.10kg/m500(-l)+r2fO=I522.52500(1)+OJx7.16a二5x7.160.95=123.62N8 .计算压轴力al158.67后2*血j25123.62*轲一)=1214.85N9 .带轮结构设计小带轮4=95m采用实心式结构大带轮叱=280廊采用孔板式结构计算带轮轮宽B查表6-10：B=（z-l）X¢+2f-（S-1）×15+2×IO=80mm4.2齿轮的设计1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）类型选择选用斜齿圆柱齿轮传动2）精度选择输送机为普通减速器对精度无特殊要求，查我8-4取8级精度3）材料选择选择小齿轮材料为45钢调质处理齿面硬度HB1=2AQHBSf大齿轮材料为45钢正火处理齿面硬度为EBL网HBS,两轮齿面硬度差为4（）如在2550的之间合格；4）初选齿数现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选小齿轮齿数4=20,大齿轮齿数X2=uz13.457X20=69.14取4二69A69R=345实际传动比为420,误差很小，故可以满足要求；选螺旋角。15。，则z=Z1+（cobISfl）5-22.19同理，Zn=76.562.按齿面接触疲劳强度设计4NJ些业（等）2确定设计公式中各参数：1）选载荷系数K:参考表8-3,原动机为平稳工作的电动机，载荷均匀，K为1.01.2,取较大值1.2.；2）小齿轮传递的转矩,764Nn二76400Nmm3）选取齿宽系数查表减速器为一级齿轮结构，可设计齿轮支承对称，参考表8-5,匕为0.9L4,现选P31.0;4）弹性系数4钢对钢，¾=189.8-<ft5）齿面的接触疲劳强度极限。出Km即为大齿轮的接触疲劳极限。HIim2由HBz=200烟，从表8-7插值得Iim=5皿=510MPa6）应力循环次数N60-60x480/3.4»l63l461。7)K接触疲劳寿命系数M=30（RS产=9J9X1。6因N>NO,故KHN=I8）计算许用应力口.由表8-6取安全系数SH=LOs2a-510MSH9)ZH=2.457,£.=141,0=145试算小齿轮分度圆直径4S8.amj2KT,+l4d< 主要几何尺寸计算1）计算分度圆直径嫉、4,齿顶圆直径4】、%z, 齿轮中心距人齿宽4、bii=195MEpita2-181.67MPaKOX3）由表8-6取安全系数SF=L3,计算弯曲疲劳寿命系数Kfk因为N=4l0'>4x10,故金。网=Jy¥3=150MpRSFn=&%F=139.77M4）比较QQI8267=0.015969°12前者较大匕=1-.-''120由此可得，一=0.875m2KT1YficmAy4)=0mm八决定模数因为m11N2.589mm取mll,：IOaa+¾)a=计算中心距:修正螺旋角:3.25JXml147mmco10.3°3314-az1-66mmd2=n>z2=228mm<al=d1+2id=72.6m<frf=¾+2=2346mmbi=66mm“三瓦+2=6Bm6 计算节圆速度不d】叫开x66x480F=MX10=60×1000=1.658m/s8级精度可以，前面选择正确。7 .载荷变动小，不需静强度校核8 .结构设计大齿轮采用孔板式小齿轮与轴制成齿轮轴9 .轴的设计及计算9.1 高速齿轮轴设计1 .估算轴的基本直径选用45钢，调质处理，估计直径d«WOe由表127查得分二650乂两查表取4=118（45号钢118107,取最大）dAll-=118×al-=23.6mmtnV480所求d应为受扭部的最细处，即装带轮处的轴径，该处有一键槽，故轴径应增大5%即d=l.05«23.6-2478皿取标准值d=25mm;2 .初定各轴段直径带轮处：按传递转矩估算直径4=25mm；油封处：为满足带轮的轴向固定要求设一轴肩，该段轴径应满足油封标准（摘自GBT13871-1992）P164表16-9）该段轴径取d=30mm;轴承处：轴承受径向力，选用深沟球轴承，为便于装拆，轴承内径应大于油封处轴径，并符合轴承标准内径，取轴径q=35mm,初选轴承型号6207,两端相同；齿轮与轴承之间设一轴肩，两端相同。轴径取4二4OnUn；齿轮处取齿根圆直径为轴径。3 .确定各轴段长度带轮处：带轮轮毂宽为80mm为保证轴端挡圈能压紧带轮，取轴段长4=76mm；油封处：为便于轴承端盖的拆装及对轴承加润滑脂，取轴承端盖外端面与带轮左端面间距15mm,取轴承右端面与轴承盖外端面间距为30mm故该段轴长为4.45mm;轴承处：由轴承基本尺寸可知4=17mm,两端对称；齿轮与轴承之间长度取17mm,两端相同；4二17皿】;齿轮处：齿轮轮毂宽度为68mm为保证套筒能压紧，故该处轴长为-66mm;全轴长：76+45+17X2+17X2+66-2552o4 .传动零件的周向固定及其他尺寸带轮处采用A型普通平键，键8x7(GB1095-1990,GB1096-1990)键长选择比带轮宽度稍短，选70mm.为加工方便，参照6207型轴承安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=lmm轴端倒角为2*45°5 .轴的受力分析1)求轴传递的转矩7.64x104Mnm2)求轴上作用力齿轮上圆周力W/266齿轮上的径向力电石。吧!上产工”N轴向力：-S,MlSSIO3IDOMNOUFH824,65FafFas,412.33N3)求支反力22%空2315-1157.575JV22求弯矩MCB三FabX(停+4+=FAnX53Q=2JO6×104mMcy=J4X53.5=6.193XIO4Atam求合成弯矩MC=f2ca+M=6.574×104Aftam4)按当量弯矩校核轴的强度齿轮右端面与轴之间的截面弯矩较大是一个危险截面，对其校核，该处d4O曲轴的最大弯矩为Mc=6.574XIO4m,截面弯矩根据三角形相似求得aw=Mc«-130-IO4JtarCX3jgCaS2332当量弯矩。视。=0.59,T=76400NunM.=JMZ=+(QTy=5.16×IO4Nmm对于45钢，=QM,bL=59MM而面S.16xl"rt<-><-=-=8.06MPar】*Olxd'0,l×4035L,满足强度要求，轴径小处d=25sm9=QT=O.597.64XIO4=4,508IOQNnHnQ=Jl也4.SMX10''W<rf*32-fc(-012rfM25a32-3J(25-5J225-35.35Mpad5. 2低速轴的设计L估算轴的基本直径选用45钢，正火处理估计直径<<100e由表12-1查得°.=80M查表取4=118(45号钢118'107,取最大)3.688“CC<fIlS=35*20ZQS1138.9由于该处装联轴器且一键槽估值径应增大5%即(f-L0535.20-36%3取值d-38s初选联轴器GY5；2 .初定各轴段直径联轴器处：按传递转矩估算的基本直径4=38m;油封处：设轴肩且要求满足油封标准取轴径为A=44mm;轴承处：轴径应稍大于油封处并符合滚动轴承的标准内径取轴径为z=50mm,两端相同，选用6210型轴承；齿轮处：稍大于轴承处轴径取标准直径A=53mm；轴环处：齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴径53mm由轴环高度h=2(0.070.1)S337153ma取a=4.5mm故轴径取=62mm;左端轴承轴肩处：为便于拆卸，轴肩高度不能过高按6210型轴承安装尺寸故取轴肩高度为3mm故轴径为=56mm03 .确定各轴段长度联轴器处：联轴器(GY5)轴孔宽度为82mm,故轴长取4=8Omm；油封处：便为于轴承的拆卸及对轴承加润滑脂，取轴承盖外端与联轴器左端间距15mm,减速器及轴承盖的结构设计，取轴承右端面与轴承盖由外端面的间距为35mmo故该轴段长为li-50mm；右端轴承处含套筒：该段轴长为4s=32mm;齿轮处：已知齿轮轮毂宽度为68mm为保证套筒能压紧此轴段长取466mm;轴环处b=l.4a=6.3轴长取b=10mm,轴长为4=l°fl;左端轴承轴肩处：轴承右端面至齿轮左端面的距离与轴环宽度之差即4=7mm；左端轴承处：6210型轴承内圈宽度为20mm故轴长取O=19u全轴长80+50+32+66÷9+7+19=2634 .传动零件的周向固定及其他尺寸齿轮及联轴器均用A型普通平键。连接齿轮处为键16*1。（曲网-1990,而1的6-1990）,联轴器处为键12X8（GBIO95-1990,10%-1990）,参照6210型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=lun,轴端倒角为2x45°5 .轴的受力分析1）求轴传递的转矩石=253.57MD=25357xl'i2）求轴上的作用力，齿轮上的圆周力W2T22×228.57XIQa/一一4228二2005N齿轮上的径向力CFtana2005tan20°MF=-»=729.76ATCOTA1轴向力：C!的A2005tan10.3。一.22F：=-5=537.23Nm1尸仞器,外,泗,88N3）求支反力仞的21002SN求弯矩Ifavjg+Zk-I）JnXxoenoMcv=JF4fX56=5.614IO4NnHn合成弯矩AfC=JM晨+AfM=5.974x10'fam4)按当量弯矩校核轴的强度C处声量弯矩最大故对此校核该处d=驾皿JlfJgr)'9JMs÷(D-tfm2SJS7m1>14=16.109W4m45钢，%=GOOM7,PjIr=55Ma16.109×104SEs-=10.82IMftaO.Wa0,1*53'轴径最小处=38皿为危险截面，需校核Mt-OJ9K2S3S7>Iet-MJeixlt4Jtao°旦.M1."W.«f/32-MdfFJ14.1XlG1；J23MP<×332-12×4(M-4)2<386.轴承的选择及校核计算6.1 高速轴处1)初步计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受合力P=%x(X+>")=824.65*根据条件轴承预计寿命M=2x8x300×10=邓000h温度系数E=U载荷系啊=1计算额定动载荷<V2*-LF*i=9186.45N选6207型轴承Or25500Nr.CIQg255003Zlc2-(一)o.()力60bP=60X480824.65=1026642h>48000h选用轴承合格6.2 高速轴处计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受合力P=×(+y)=729-76计算额定动载荷八jo31co<m*oop二5377.06N选用6210型轴承Cr35000Nio*CW,35000、以o-(VA()A°WF二60X138.9729.76=13237637h>48000h选用轴承合格7 .键连接的选择及验算7.1 高速轴处轴段直径为25mm轴长为80,选用A型平键8x7(GB1095-1990,GB1096-1990)键长L=70mm有效键长Xb70-862nsn按抗压强度计算,务普等,"fL-强度满足要求7.2 低速轴联轴器处轴径为38mm,轴长80mm选用A型普通平键12*8(G1095-1990,田1096-199O)J键长£-70,有效键长70-16-54mm抗压强度计算4¾4r2S9mM>1_一一r1强度满足要求齿轮处轴径为53mm,轴长66mm选用A型普通平键1lO(G01O95-1990,Gmo96-1990),键长L=60mn有效维初=60-10=5Q抗压强度计算“空吁Taigfc«.IQOM'dVSjxUikJtP8 .联轴器的选择两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高故选用弹性柱销联轴器。载荷计算：计算转矩c=肛看=1.3x253.57=329.64区4为工况系数由表IIT查得根据TJ轴径d,转速n查标准GB5014T985选用GY5弹性柱销联轴器，其公称转矩n=400Nm,许用转速8000rmin,符合要求I质滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择1) 齿轮：传动件圆周速度小于12ms,采用油池润滑，大齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时把润滑油带到啮合区，甩到箱壁上，借以散热，对于单机减速器浸油深度为一个齿全高，油量0.350.75Lkw,根据运动粘度查表167（P159）查阅润滑油牌号为工业式齿轮油L-CKC100（GB5903-1995）轴承的润滑2）轴承润滑：选用ZL-2号通用锂基润滑脂（GB7324-1994）。3）密封轴承用轴承盖紧固，已知轴承用脂润滑，且轴圆周速度属于低速范畴，因此这里可以使用毡圈油封。毡圈油封结构简单，摩擦较大，易损耗，应注意及时更换。10.箱体设计为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆检修，箱座的定位，吊装等附件的设计1）检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔盖板用螺钉固定在箱盖上。2）通气器：保持箱内外压力平衡，避免使润滑油渗漏因而设置通气器。3）轴承盖：固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承座孔两端用轴承盖封油，采用嵌入式轴承盖。4）定位销：保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持轴承座孔制造加工时的精度应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销，采用非对称布置。5）油面指示器：采用油标尺检查箱内油池面的高度经常保持油池内有适量的油。6）放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺赛堵住。7）启箱螺钉：为方便开启平时用水玻璃或密封胶连接的箱体剖面，增设启箱螺钉在启盖时旋动螺钉将箱盖顶起。8）起吊装置：为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环或吊钩等。9）密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。10）中心距147Xnffl箱体结构尺寸选择如下表：查阅5-1,5-2,5-3（P23）名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度）12机盖凸缘厚度bl12机座底凸缘厚度)20地脚螺钉直径dfW20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径dl16机盖与机座联接螺栓直径cl212轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df,dl,d2至外机壁距离Cl26,22,18dl,d2至凸缘边缘距离C220,16轴承旁凸台半径Rl20凸台高度1根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离1154大齿轮顶圆与内机壁距离l10齿轮端面与内机壁距离210机座肋厚ml6.8轴承端盖外径)265,80轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Mdl和Md2互不干涉为准，一般s=D211 .设计小结，通过这次课程设计，让我懂得了很多东西，我们在课堂上学到的东西在实践中得到了很好的应用。通过绘图设计，我找到了好多在课堂上没见过的问题，也使我懂得了精益求精的道理，总之，通过这门设计课程让我获益匪浅，相信在以后的学习工作中会得到广泛的应用。12 .参考资料：1 .机械设计课程设计高等教育出版社，李育锡主编2008年6月第一版.2 .机械设计教程西北工业大学出版社，濮良贵，陈庚梅主编1994年修订版»IJIiIW4Mfl5»1IBEOiua4130*l_iI6>计算模数458.93mtt=-LaW=15°=2.589m4223.按齿根弯曲疲劳强度设计1）由表8-8,查得齿形系数%=274,%1=2J322)由表8-9,对小齿轮即=240Aas,大齿轮EBL"HBS,插值得