《3213.带式运输机传动装置的设计 机械课程设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《3213.带式运输机传动装置的设计 机械课程设计.doc（26页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、机械设计基础课程设计说 明 书题 目 名 称： 带式运输机传动装置的设计 学 院（部）： 包装与材料工程学院 专 业： 高分子材料与工程 学 生 姓 名： 班 级： 学号 指导教师姓名： 评 定 成绩： 课程设计任务书2009 2010 学年第 1 学期 包装与材料工程 学院 高分子材料与工程 专业 高分子082 班课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 完成期限：自 2010 年 7 月 5 日至 2010 年 7 月 9 日共 1 周内容及任务设计任务：设计带式输送机的传动系统。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及链传动。1、原始数据带的圆周力F/N带速v（m/s
2、）滚筒直径D/mm25001.64802、工作条件常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作时有中等冲击；三班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大批量生产；输送带速度允许误差为5%。3、工作量要求（1）完成设计计算说明书一份。（2）完成A1装配图1张。（3）课程设计结束后组织答辩进度安排起止日期工作内容2010.7.57编写设计计算说明书2010.7.89绘制装配图主要参考资料1 金清肃.机械设计基础.武汉：华中科技大学出版社，2008年9月2 王洪等.机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，2010年2月指导教师（签字）： 2010年 月 日系主任（签字）： 2010年 月 日
3、目 录一、拟定传动方案二、选择电动机三、传动装置总传动比及其分配四、传动装置的运动及动力参数计算五、链传动设计六、齿轮传动设计七、轴的设计八、轴承的选择和校核九、键连接的选择和校核十、联轴器的选择十一、箱体的结构设计十二、减速器附件的选择十三、润滑和密封十四、课程设计总结十五、参考文献一、拟定传动方案结 果本次设计的是带式输送机的传动系统，此传动方案采用单级圆柱齿轮传动和链传动。带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入单级圆柱齿轮减速器3，再通过链传动4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。图1-1带式输送机传动系统简图1动机；2联轴器；3单级圆柱齿轮；4链传动5滚筒；6输
4、送带二、选择电动机结 果1. 电动机的选择1) 电动机类型的选择。根据动力源和工作条件，并参照【2】第12章选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。2) 电动机容量的选择。根据已知条件，工作机所需要的有效功率： Pw=Fv/1000=25001.61000=4(KW) 设：b一对滚动轴承效率，为0.99，查【2】P18表3-3； c联轴器效率，为0.99，查【2】P18表3-3； g闭式圆柱齿轮传动效率（设精度为7级），为0.98，查【2】P18表3-3； cy输送机滚筒效率，为0.96，查【2】P18表3-3； a滚子链传动效率，为0.92，查【2】P18
5、表3-3； 估算传动系统总效率为： =0112233w 式中：01=c=0.99 12=bg=0.990.98=0.9702 23=ba=0.990.92=0.9108 3w=bcy=0.990.96=0.9504 总效率 ：=0.990.97020.91080.9504=0.8314 工作是，电动机所需的功率为： Pd=Pw/=（40.8314）KW=4.81(KW) 满足PePd条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取5.5KW3) 电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nw为： nw=6000v/D=60001.63.14480=63.694（r/min）初选同步
6、转速为1500（r/min）和1000（r/min）的电动机，查【2】P113表12-1，对应Pe为5.5KW的电动机型号分别为Y132S-4和Y132M2-6，其参数分别如下表2-1：方案号电动机型号额定功率/KW同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）总传动比i外伸轴D/mm轴外伸长度E/mmY132S-45.51500144022.613880Y132M2-65.5100096015.073880同时此表查得它们两种型号的电动机的中心高都为132mm。通过查【2】P19表3-4可知闭式圆柱齿轮的传动比范围为35，而链传动比为24，总的传动比范围是620，因此需选择方案为合理。三、
7、各级传动比的分配由传动方案可知 i01=1查【2】P19表3-4可知闭式圆柱齿轮的传动比范围为35，取闭式圆柱齿轮传动比 i12=4由此计算可知i23=15.0741=3.77 传动系统各级传动比分别为 i01=1；i12=4；i23=3.77四、传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：0轴（电动机轴）： P0=Pd=4.81（KW） n0=960(r/min) T0=9550P0/n0=95504.81960=47.85（N.m） 1轴（高速轴）： n1=n0/i01=9601=960(r/min) P1= P001=4.810.99=4.7619（KW） T1=
8、9550P1/n1=95504.7619960=47.37（N.m） 2轴（低速轴）； n2=n1/i12=9604=240(r/min) P2= P112=4.76190.9702=4.620（KW） T1=9550P2/n2=95504.620360=122.56（N.m） 3轴(链轴)： n3=n2/i23=2403.77=63.66(r/min) P3= P223=4.6200.9108=4.208（KW） T1=9550P3/n3=95504.20863.66=631.27（N.m） 将上述计算结果列于表4-1中以供查用。 表4-1 传动系统的运动和动力参数轴号电动机一级圆柱齿轮减速
9、器链传动0轴1轴2轴3轴转速n/(r/min)96096024063.66功率P/kw4.814.76194.6204.208转矩T/（Nm）47.8547.37122.56631.27传动比i 1 4 3.77 五、链传动设计1. 假设小齿轮齿数z1=19，链速为0.63（m/s），排数为1，由P7结果栏可知传动比i为3.77，则 z2=iz2=3.7719=71.63 2取中心距a0为40p，则有 LP=(z2+z1)/2+2a0/p+(z2-z1)/2/3.142p/a0=127.1查【1】P137表10-4可知,KL=(LP/100)0.26=1.064，KZ=（z1/19)1.08=
10、1;同时查【1】P137表10-3可知KA=1.3；查【1】P137表10-5可知KP=1.0。由P5结果栏可知Pd=4.620KW, 则有： P0KAP/KZKLKP=1.34.620/1/1.064/1=5.645KW 由表4-1可知n1=240（r/min） ，由此可查【1】P135图10-9可知对应链的型号为12A，同时查【1】P130表10-1可得，p=19.05和Flim=31.1KN 3. 中心距 链传动的实际中心距为 a=p/4LP-（z1+z2）/2+LP-（z1+z2）/22-8（z1-z2）/22=762.29mm4验算链速V=n1z1p/60000=2401919.05
11、60000=1.4478m/s15m/s 正好在假设范围内，说明此假设正确，再由此查【1】P135图10-10确定润滑方式是滴油润滑。5.计算链传动的压轴力FQ FQ可近似取为 FQ=KFFe又表4-1可以知道P=4.620，v=1.4478m/s,由P=Fev/1000可得Fe=3191N,则， FQ=KFFe=31911.15=3669.65N6.静强度校核 静强度条件为 S=Nflim/KAFe=31.11/1.3/3.191=7.5048 安全 六、 齿轮传动设计1. 材料选择带式输送机的工作载荷比价平稳，对减速器的外廓尺寸没有限制，为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢，
12、调制处理，齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45钢，正火处理，齿面平均硬度为190HBS。2. 参数选择 采用软齿面闭式传动，故齿数取z1=24，z2=i12z1=424=96 根据工况查【1】P147表11-2，取载荷系数k=1.4 由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两轮均为软齿面，查【1】P151表11-5，取齿宽系数d=1.0 采用单级减速传动，齿数比u=43. 确定许用应力齿轮的齿面平均硬度为240HBS。许用应力可根据【1】P145表11-1通过线性插值来计算，即 H1=513+(240-217)(545-513）/（255-217）MPa=532MPa F1=30
13、1+(240-217)(315-301）/（255-217）MPa=309MPa大齿轮的齿面平均硬度为190HBS，由【1】P145表11-1通过线性插值求得许用应力分别为 H2=491MPa， F2=291MPa4. 计算小齿轮的转矩T1=9.55106P1/n1=9.551064.7619/960=47371N.mm5. 按齿轮接触疲劳强度计算取较小的许用接触应力H2，计算小齿轮的分度圆直径为 d12.323KT1/d（u+1）/u（ZE/H2）2=53.68mm齿轮模数为 m=d1/z153.68/24mm=2.24mm取标准模数m=2.5mm6. 计算齿轮的主要几何尺寸 d1=mz1=
14、2.524mm=60mm d2=mz2=2.596mm=240mm da1=（z1+2ha*）m=（24+21）2.5mm=65mm da2=（z2+2ha*）m=245mm a=（d1+ d2）/2=（60+240）/2mm=150mm b=dd1=160mm=60mm故取b2=60mm，b1=b2+（510）mm，取b1=67mm7. 按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数如下：1) 齿形系数YFa 查【1】P149表11-4得 YFa1=2.65，YFa2=2.2362）应力修正系数YSa 查【1】P149表11-4得 YSa1=1.58，YSa2=1.754带入【1】P149式11-9，得
15、 F1=2KT1YFaYSa /bm2z1=（21.4473712.651.58/60/2.52/24）Mpa=61.71 MpaF1F2=F1 YFa2YSa2/YFa1YSa1=(61.712.2361.754/2.65/1.58) Mpa=57.80 MpaF2齿根弯曲强度校核合格。 七、轴的设计（一） 低速轴设计1、选材 选用45号钢调质处理，查【1】P224表15-1，硬度217-255HBS，b=650mpa，s=360mpa，=60mpa。2、估算轴的最小直径 根据【1】P230式15-2可得轴径 dA3P/n=19.1mm又在轴上开有键槽，轴径还应增大0.050.07，所以此轴
16、的最小直径取20mm。3、确定各段轴的直径 d1应为最小直径20mm，相邻轴段直径之差取13mm，且为整数，因此d2=22mm；d3的直径应为标准轴承内径，取25mm（因此选用轴承6205）；d4应与相配合的零件孔直径相一致，且为标准轴径，见【2】P44表6-2，且尽量取整数，因此选用30mm；在d5处，有零件定位，h取(0.07-0.1)d4，因此 d5取33mm；在d6处同样有零件定位，取27.5mm；d7与d3相等为25mm。4、轴的强度校核 1）求作用在轴上的外力和支反力 轴上的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力Ft，和径向力Fr；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为T。a) 水
17、平面上的支反力 Ft=2T/d1=24737160N=1579N RAH= RBH= Ft/2=1579/2N=789.5Nb) 垂直面上的支反力 Fr= Fttan=574.7N RAV= RBH= Fr/2=574.7/2N=287.4N2）求弯矩a）水平截面的弯矩MDH=RBH68=789.568 N.mm =53686 N.mmb）垂直截面的弯矩 MDV=-RAV68=287.468 N.mm =19543.2 N.mm c）把水平面和垂直面上的弯矩按矢量合成起来，其大小为： MD= MDH2+ MDV2=19543.22+536862 N.mm=57132.5 N.mm 3）校核轴的
18、强度此轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数=0.6。轴的材料为45钢，正火处理，查【1】P224表15-1，得=60mpa，见P10=47371N.mm。 由【1】P231式15-5可得： ca=M2+(aT)2/W=MD2+(aT)2/0.1d3=57132.52+(0.647371)2/0.1303 =29.9Mpa30mm,且为低速小轴，因此把轴和齿轮设计成一体。（二） 高速轴设计1、选材 选用45号钢调质处理，查【1】P224表15-1，硬度217-255HBS，b=650mpa，s=360mpa，=60mpa。2、估算轴的最小直径 根据【1】P230式15-2可得轴径
19、dA3P/n=30mm 取d=35mm3、确定各段轴的直径 d1应为最小直径35mm，相邻轴段直径之差取13mm，且为整数，因此d2=37mm；d3的直径应为标准轴承内径，取40mm（因此选用轴承6208）；d4应与相配合的零件孔直径相一致，且为标准轴径，见【2】P44表6-2，且尽量取整数，因此选用45mm；在d5处，有零件定位，h取(0.07-0.1)d4，因此 d5取50.4mm；在d6处同样有零件定位，取44.8mm；d7与d3相等为40mm。八、 轴承设计（一） 小轴承校核1、轴承校核 由表4-1可知：n=960r/min，P12结果栏Fr=574.7N，预期轴承寿命为1428.6h
20、1） 由P12结果栏d3=25mm，仅考虑径向载荷，因此选用轴承型号为6205，查【2】P149表15-4可知Cr=10800N。2） 由【1】P186式13-6计算轴承的当量动载荷： P=fp(XFr+YFa)又此为直齿圆柱齿轮，没有轴向力，Fa=0，取X=1，查【1】P187表13-6，取fp为1.4，则： P=fpFr=1.4574.7N=804.58N3） 校核轴承寿命轴承寿命为L10h=（106/60n）（Cr/P）=(10660960)(10800804.58)3=41985.4h1428.6h2、初选滚动轴承 经强度校核，选用6205型的轴承符合要求。查【2】P149表15-4，
21、6205型的轴承参数:d=25mm,D=52mm,B=15mm,damin=31mm，Damax=46mm，Cr=10.8KN。3、确定轴承润滑 润滑剂的选用一般用滚动轴承的dn值来确定 dn=25960mm.（r/min）=2.4104mm.（r/min）1428.6h2、初选滚动轴承 经强度校核，选用6208型的轴承符合要求。查【2】P149表15-4，6208型的轴承参数:d=40mm,D=80mm,B=18mm,damin=47mm，Damax=73mm，Cr=22.8KN。3、确定轴承润滑 润滑剂的选用一般用滚动轴承的dn值来确定 dn=40240mm.（r/min）=0.96104
22、mm.（r/min）(1.52)105 mm.（r/min） 故采用润滑脂润滑。九、键连接的选择和校核（校核小轴外伸段连接联轴器的键）（1）选键的类型 选A型普通平键（2）确定键的尺寸 由P12结果栏可知d1=20，查表4-1可知T=47.37N.mm，由P17结果栏，L1=38mm，参考轴的长度及键长L的尺寸系列，取L=32mm（静连接时，一般键长比轴段长度短5-10mm）。查【2】P142表14-10知，b=6mm，h=6mm。（3）强度校核 按挤压强度公式【1】P171式12-30并取h=h/2，l=L-b，则工作表面的挤压应力为 p=2T/d hl=247370/20/3/26=60.
23、7Mpa 由【1】P172表12-7可知，许用挤压应力p=100-120Mpa，即pp，故连接能满足挤压强度要求，即选择键6632 GB/T 1096。十、联轴器设计1、类型选择 考虑到联轴器直接连接的是电动机转轴，转速高，转矩小，又有中等冲击，因此选用弹性套柱销联轴器或者弹性柱销联轴器。2、型号选择 1）计算扭矩T T=9550P/n=（95504.81960）Nm=47.85 N.m 2）确定扭矩Tca Tca=KT=1.947.85=90.91N.m式中的K查【1】P217表12-1，取1.93）选择型号 根据轴端直径d，转速n，扭矩Tca等参数查【2】P159表16-4，选取型号为HL
24、2的弹性柱销联轴器，转矩Tn=315N.m，转速n=5600r/min，L1=38mm。 十一、 箱体的结构设计1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。尺寸列入下表11.1，单位mm。符 号名 称尺 寸备 注箱底壁厚80.03a+1=0.03150+1=5.5 取=8（不小于8）1箱盖壁厚80.85= 6.8取1=8（不小于8）b箱座12b=1.51=12b1箱盖凸缘厚12b1 =1.51=12b2箱座底凸缘厚20b2=2.5=20m箱座肋厚7m0.85 =6.8 m取7m1箱盖肋厚7m10.851=6.8 m1取7df地脚螺栓直径16单级减速
25、器，a200mm取df=16n地脚螺栓数目4a200时，n=4d1轴承旁连接螺栓直径12d1=0.75 df=12d2箱盖、箱座连接螺栓直径8d2=0.5df=8d3轴承盖螺钉直径8d3=0.5 df=8d4视孔盖螺栓直径6.4d4=0.4 df=6.4c1df、d1、d2至外箱壁距离22查2P41表6-1知：c1min=20c1 c1min，取 c1=22c2df、d2至凸缘边缘距离18查2P41表6-1知：c2min=16 c2 c2min，取 c2=18l外箱壁至轴承端面距离46l1= c1+ c2+(510)=46D1小轴承端盖外径92D1=D+（55.5）d3=92D=52为轴承外径
26、D2大轴承端盖外径120D2=D+（55.5）d3=120D=80为大轴承外径R凸台半径18R1=c2=18h凸台高度401大齿轮顶圆与箱体内壁距离1011.2=9.6，取1 =102齿轮端面与箱体内壁距离122，取2 =12d定位销直径6d=(0.70.8)d2 =6十二、减速器附件的选择1、窥视孔和视孔盖查2 P201表19-4l1l2l3l4b1b2b3dR可用的减速器中心距直径孔数907560-7055407445单级a1502、通气器综合考虑，为适应各种场合，选择A型通气罩（通气能力大，带过滤网，可防止停机后灰尘随空气进入箱内），查2 P204表19-10dd1d2d3d4Dhabc
27、h1RD1SkefM181.5M331.58316404012716184025.422622图12.1通气罩3、放油孔及螺塞 综合考虑，选择外六角螺塞查2 P207表19-14dd1DeSLhbb1C中心距基本尺寸极限偏差M181.515.82824.22102715331单级a300图12.2放油孔及螺塞4、油标综合考虑，选择油标尺查2P203表19-8dd1d2d3habcDD1M1241262810642016 图12.3油标5、起吊装置综合考虑，选择吊钩 查2 P205表19-12B26B=c1+c2=26c1、c2 为扳手空间尺寸H20.8H0.8Bh16.64h0.8Hr6.5r
28、0.25Bb16b=2为箱座壁厚图12.4吊钩6、启盖螺钉选择启盖螺钉如图12.5所示。 图12.5启盖螺钉7、定位销定位销的直径，其长度应大于箱体上下凸缘的总厚度。如图12.6所示。 图12.6定位销8、轴承盖综合考虑，选择凸缘式轴承盖 查2 P200表19-1 轴承外径D螺钉直径d3螺钉数目小轴承盖52M84大轴承盖80M84小轴承盖大轴承盖d0= d3 +1=9d0= d3 +1=9d5 =D-(24)=50d5 =D-(24)=78D0=D+2.5d3=72D0=D+2.5d3=100D5=D0-3d3=48D5=D0-3d3=76D2=D0+2.5d3=92D2=D0+2.5d3=1
29、20b1、d1由密封尺寸确定b1、d1由密封尺寸确定e=(11.2)d3=9e=(11.2)d3=9b=510(取8)b=510(取8)e1e(取12)e1e(取12)h=(0.81)b=8h=(0.81)b=8D4=D-(1015)=40D4=D-(1015)=68 图12.7轴承端盖 十三、润滑和密封1、齿轮的润滑 低速级齿轮圆周速度V=n1d160=9603.140.06060=3m/s12 m/s故采用浸油润滑查2P208表20-3考虑到该装置用于小型设备，选用全损耗系统用油（GB443-1989）AN68润滑油。 2、轴承的润滑 轴承润滑剂的选用一般用滚动轴承的dn值来确定 dn=2
30、5960mm.（r/min）=2.4104mm.（r/min）(1.52)105 mm.（r/min） 故采用润滑脂润滑,并开设封油盘。查2P209表20-4选用滚珠轴承脂（SH 0386-1992 ZG69-2）3、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十四、课程设计总结在设计过程中的经验教训总结：1、设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与
31、提高。2、机械设计课程设计是在老师的指导下独立完成的。必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题。3、设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。4、在教师的指导下订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任务。机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，应从第一次设计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。5、整个设计过程中
32、要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据，结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行，阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。通过这次为期几个星期的课程设计，我拓宽了知识面，锻炼了能力，综合素质得到较大提高。安排课程设计的基本目的，在于通过理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步提高思想觉悟。尤其是观察、分析和解决问题的实际工作能力，以便培养成为能够主动适应社会主义现代化建设需要的高素质的复合型人才。作为整个学习体系的有机组成部分，课程设计虽然安排在两周进行，但并不具有绝对独立的意义。它的一个重要功能，在于运用学习成果，检验学习成果
33、。运用学习成果，把课堂上学到的系统化的理论知识，尝试性地应用于实际设计工作，并从理论的高度对设计工作的现代化提出一些有针对性的建议和设想。检验学习成果，看一看课堂学习与实际工作到底有多大距离，并通过综合分析，找出学习中存在的不足，以便为完善学习计划，改变学习内容与方法提供实践依据。对我们非机械专业的本科生来说，实际能力的培养至关重要，而这种实际能力的培养单靠课堂教学是远远不够的，必须从课堂走向实践。这也是一次预演和准备毕业设计工作。通过课程设计，让我们找出自身状况与实际需要的差距，并在以后的学习期间及时补充相关知识，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，从而缩短从校园走向社会的心理转型期。
34、课程设计促进了我系人才培养计划的完善和课程设置的调整。课程设计达到了专业学习的预期目的。在两个星期的课程设计之后，我们普遍感到不仅实际动手能力有所提高，更重要的是通过对机械设计流程的了解，进一步激发了我们对专业知识的兴趣，并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习。由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的机器。十五、参考文献十一、参考资料目录1 金清肃.机械设计基础.武汉：华中科技大学出版社，2008年9月2 王洪等.机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，2010年2月Pd=4.81KWnw=63.694r/mini=15.07nm=960r/mini01=1；i12=4；i23=3.77z1=19；z2=71.63；LP=127.1；a=762.29mmV=1.4478m/sz1=24z2=96T1=47371N.mmm=2.5mmd1=60d2=240da1=65mmda2=245mma=150mmb1=67mmb2=60mm
