带式输送机毕业设计论文.doc

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1、设 计 计 算 及 说 明结 果一、设计任务书1.1传动方案示意图 图一、传动方案简图 1.2原始数据传送带拉力F(kN)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）3.51.2300 1.3已知条件： 1输送带工作拉力F=3.5 kN； 2输送带工作速度v=1.2 ms(允许输送带速度误差为5)； 3滚筒直径D= 300 mm； 4滚筒效率096(包括滚筒与轴承的效率损失)； 5工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6使用折旧期 8年；四年一次大修 7工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35C； 8动力来源 电力，三相交流，电压380220V9制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量

2、生产。1.4设计内容 1、传动系统方案的分析； 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 3、传动零件的设计计算； 4、轴的设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 6、键联接和联轴器的选择及校核； 7、减速器箱体，润滑及附件的设计； 8、装配图和零件图的设计； 9、设计小结； 10、参考文献；2.电动机的选择和传动装置的运动和动力参数2.1 电动机的选择2.1.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优

3、点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.1.2 选择电动机容量(1)工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速 kw=4.38kw r/minr/min(2) 由电动机至工作机的总效率 h 带传动V带的效率=0.96一对滚子轴承的效率=0.98斜齿轮传动的效率=0.97联轴器的效率=0.99卷筒的传动效率-=0.96 (3) 电动机所需的输出功率 KW(4) 确定

4、电动机的额定功率Ped又Ped Pd 取 P ed=7.5kw2.1.3 电动机额定转速的选择 式中: -电动机转速; iv -V带的传动比; -高速齿轮的传动比 -低速齿轮的传动比; -工作机的转速展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 =940推荐V带传动比 =24 = 1375.7412228.8 r/min2.1.4 确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。 初选方案： 表2.1电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132M-47.51500 2.31440 81 2.1.5 电动机的主要参数（1） 电动机的

5、主要技术数据 电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132M-47.51500 2.31440 81 表2.2 （2）电动机的外形示意图 图2.1 Y型三相异步电动机 （3） 电动机的安装尺寸表 （单位：mm）表2-3型号尺 寸HABCDEFGDGADACHDL132216178893880104133210270315515电机型号Y132S 2.2 总传动比的确定及各级传动比的分配2.2.1 理论总传动比 : 电动机满载转速2.2.2 各级传动比的分配(1)V带传动的理论传动比初取3(2)两级齿轮传动的传动比 (3)齿轮传动中，高低速级理论传动

6、比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求d2 l - d2h2030 mm。 （由2 P9图2-2）取 ，又 2.94，2.3 各轴转速，转矩与输入功率2.31 各轴理论转速设定：电动机轴为0轴 高速轴为轴 中间轴为轴 低速轴为轴 (1)电动机 r/min(2)轴 r/mim(3)轴 r/min(4)轴 r/min2.3.2 各轴的输入功率(1)电动机 kw(2)轴 kw(3)轴 kw(4)轴 kw(5)滚筒轴KW2.

7、3.3 各轴的理论转矩(1)电动机 (2)轴 Nmm(3)轴Nmm(4)轴 = Nmm(5)滚筒轴2.3.4各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nmm)传动比电动轴14407.543高速轴4807.21.4331052.94中间轴1646.843.9831052.13低速轴776.58.062105表2.4滚筒轴776.313、传动设计3.1 V带传动设计3.1.1 原始数据电动机功率 kw电动机转速 r/minV带理论传动比3两班制、工作机为带式运输机3.1.2 设计计算（1） 确定计算功率根据两班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机，查得工

8、作系数1.2（2）选取普通V带带型根据，确定选用普通V带A型。 （3）确定带轮基准直径 a. 初选 小带轮基准直径=140mmb验算带速 5m/s V 25m/s m/s 5m/sV25m/s带的速度合适。 c. 计算 mm 取450 mm（4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据0.7（） a 0 2（）413mm a 01180mm初步确定中心距 a 0 = 500mm相应的带长：= =1974.35mm取 = 2000 mm计算实际中心距a （5）验算主轮上的包角= 主动轮上的包角合适（6）计算V带的根数ZP0 基本额定功率 查表 得P0=2.28 P0额定功率的增量 查表P0=0.17

9、包角修正系数 得=0.91长度系数 得=1.03= =3.92 取Z=4根 （7）计算预紧力 F0qV带单位长度质量 查表得 q=0.10 kg/m=197.28 N 应使带的实际初拉力 （8）计算作用在轴上的压轴力FP=1505.35 N3.1.4带传动主要参数汇总表表3.1带型LdmmZmmmmammF0NFPNA20004140450512197.31505.43.1.3 带轮材料及结构（1）带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200( 2 ) 带轮的结构 带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型B型3.2 高速级齿轮传动设计3.2.1原始数据输入转矩= Nmm小齿

10、轮转速=480r/min齿数比=由电动机两班制工作、工作寿命为8年、工作机为带式运输机、轻微振动。（设每年工作日为300天）3.2.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=250接触疲劳强度极限MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=220接触疲劳强度极限 MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z1= 242.94=715初选螺旋角二 按齿面接触强度设

11、计 计算公式： mm 1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 区域系数 ， 应力循环次数接触疲劳寿命系数 接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=70.5mm（2）计算圆周速度 1.771m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=10.99（4）计算纵向重合度（5） 计算载荷系数 1）使用系数 根据电动机驱动得2）动载系数 根据v=1.771m/s、 7级精度3）按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1、 mm，得 =1.4234）按齿根弯

12、曲强度计算时的齿向载荷分布系数根据b/h=11、 5）齿向载荷分配系数、假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =1.251.061.41.423=2.64（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 （5）计算当量齿数ZV，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较83.31mm249.2mm4 计算齿轮宽度b =84.78mm 圆整后 mm mm六 验算 10

13、0N /mm 与初设相符 设计符合要求3.3 低速级齿轮传动设计3.3.1原始数据输入转矩= Nmm小齿轮转速=164 r/min齿数比=由电动机两班制工作、工作寿命为8年、工作机为带式运输机、经常满载、空载启动。（设每年工作日为300天）3.3.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=250接触疲劳强度极限MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=220接触疲劳强度极限 MPa 弯曲

14、疲劳强度极限 Mpa 4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z4= Z3= 282.13= 59.645初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm 1. 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 Nmm齿宽系数 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 区域系数 ， 应力循环次数接触疲劳寿命系数 接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2. 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=107.08mm（2）计算圆周速度 0.919 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=107.8/8.349=12.912（4）计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数 1)使用系数 根据电动机驱动得2) 动载系数 根

15、据v=0.919m/s 7级精度3) 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1 mm，得 =1.4274) 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数根据b/h=12.912 5) 齿向载荷分配系数、假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =1.251.051.41.427=2.622 6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 mm三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 得（5）计算当量齿数ZV，

16、 ，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较所以大齿轮的数值大，故取0.018962 计算=2.885m四 分析对比计算结果对比计算结果，取=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=126.24mm来计算应有的 取41 取需满足、互质五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为198mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4 mmmm4 计算齿轮宽度b =126.84mm 圆整后 mm mm六 验算 100N/mm 与初设相符 设计符合要求3.4 齿轮参数汇总表表3.2高速级齿轮齿数

17、分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z13384.7889.7878.537Z297249.2254.2242.95传动传动比i中心距a模数螺旋角计算齿宽b2(mm)2.941672.513.3385低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z341126.84132.84119.347Z487269.16275.16261.66传动传动比i中心距a模数螺旋角计算齿宽b4(mm)2.13198314.1411273.5 齿轮结构齿轮1采用齿轮轴，齿轮3采用实体齿轮，齿轮2、4采用腹板式。4 轴的设计计算4.1 低速轴的结构设计4.1.1低速轴上的功率 、

18、转速 、转矩 =6.5kw=77r/min= Nmm4.1.2估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 取A 0 =110由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =51.149mm段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。 工作情况系数 1.5 选用LX3型弹性柱销联轴器LX4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn2500 Nmm轴孔长度L=112 mm孔径d1 =50 mm联轴器外形及安装尺寸表4.

19、1型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2LX425003870501121950.1094.1.3轴的结构设计(直径,长度来历)一 低速轴的结构图二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度 轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接。 取轴端倒角245，各轴肩处圆角半径R=1.6mm二、中速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1=40mm d2=50mm d3=60mm d4=50mm d5=40mm（2） 确定各轴段长度L1=39.75mm L2=132mm L3=8mm L4=85mm L5=39.75mm三、高速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1=28m

20、m d2 =32mm d3=35mm d4=40mm d5=45mm d6=35mm (2)确定各轴段长度L1=60mm L2=37.2mm L3=37.3mmL4=118.8mm L5=90mm L6=37.3mm 4.2 低速轴强度校核4.2.1作用在齿轮上的力4.2.2 计算轴上的载荷载荷分析图图4.4(1)垂直面 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面 (3) 总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1268.33NFNH2=4722.16NFNV1=7

21、53.15NFNV2=1495.34N弯矩MM H1 =2.38105NmmM H2 =4.46105NmmMV =1.41105 Nmm总弯矩M 1=2.77105 NmmM 2=4.68105Nmm扭矩TT3=Nmm4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由1P362 表（15-1），得：由1P374 式（15-5），取，轴的计算应力为：4.3键联接强度校核 4.3.1低速轴齿轮的键联接1选择类型及尺寸根据d=60mm，L=127mm选用A型，bh=1811，L=110mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键

22、槽的接触高度kl=L-b=110-18=92mmk=0.5h=5.5mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表，取p=110MPaT3 = 键安全合格4.3.2 低速轴联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据d =50mm，L=112mm选用C型，bh=149 L=100mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=Lb/2=93mmk =0.5h=4.5mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表，取p=110MPaT3 = 键安全合格5. 轴承选择计算5.1 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承

23、内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。表5.1项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）安装尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDcaminmaxmaxminTminmaxramax高速轴3020735721515.34244656718.2533.51.5中间轴3020840801616.94749737519.75341.5低速轴302115510018216464919522.754525.2低速轴轴承寿命计算5.2.1 预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为4年(年工作日为300天)。预期

24、寿命=430016=19200 h(左旋)图5.11 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa 2) 当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用30211，由1p321表（13-6）得到已知，（常温）Fa1/Fr1=498.45/1495.34e,e=0.4X=0.4,Y=1.6P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.4x753.15+1.6x1040.76)=2359.77N取Pmax=P2=2359.77N3）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算hL ，所以所选轴承可满足寿命要求。6. 减速器的润滑与密封6.1 齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外

25、，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。6.2 润滑油牌号及油量计算6.2.1 润滑油牌号选择闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s选用N220工业齿轮油6.2.2 油量计算1）油量计算以每传递1KW功率所需油量为350-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700-1400 实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于3050mm的要求得：（设计值为50）最低油

26、深：最高油深： 箱体内壁总长：L=641mm箱体内壁总宽：b=252mm 可见箱体有足够的储油量.6.3 轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。6.4 减速器的密封减速器外伸轴的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。7. 减速器箱体及其附件7

27、.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT150制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。7.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）表7.1名称数值(mm)箱座壁厚=8箱盖壁厚1=8箱体凸缘厚度b=12b1=12b2=20加强肋厚m=6.8m1=6.8地脚螺钉直径20地脚螺钉

28、数目n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M12轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=4中间轴选用M8n=4低速轴选用M8n=6轴承盖（轴承座端面）外径高速轴112中间轴120低速轴140观察孔盖螺钉直径M8df、d1、d2至箱外壁距离dfC126d122d218df、d1、d2至凸缘边缘的距离dfC224d120d216轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，外壁至轴承座端面的距离L=C2+C1+(58)=557.3 主要附件作用及形式1 通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。选用通气器尺寸M121.25

29、2 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。 取A=150mm 图7.13 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 选用油标尺尺寸M16图7.24油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。选用油塞尺寸 M161.55定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。 6起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处

30、铸有吊钩图7.38 个人小结 这次的课程设计用了两周的时间，是所做过课程设计中时间最长的一次。总的来说，使我对机械设计有了新的认识，通过这次的实践把许多书本上的理论应用上来，加深了体会；从设计的开始到最后所必须要考虑到的方方面面，锻炼了我的统筹能力；其次是加强了我的动手能力，几天下来的画图，使我的画图技巧有了很大的提升，特别是CAD的运用。 最后，感谢温坚老师的指导，从开始的开题讲解，到后来的多次指导。都对我有很大的帮助,使我少犯了不少错误。参考文献 1. 【机械设计课程设计】 李育锡主编 高等教育出版社 2008年6月第1版2. 【机械设计】纪名刚 濮良贵主编 高等教育出版社 2010年5月

31、第17版3. 【机械原理】孙恒 陈作模 葛文杰主编 高等教育出版社 2009年5月第9版.r/minkw kw kw3 r/min待添加的隐藏文字内容1 r/minr/min kw =6.31KWNmmNmmNmm Nmm =9kwA型普通V带=140mmv=10.56m/s=450mm =500mm=512mmZ=3=Z=4 = 197.3N=1505.35N=70.5mm =1.771m/sb =70.5mm2.85mmh=6.413mmb/h=10.99=2.64=83.31mm=2.271mm3397a=167mm= d1=84.78mmd2=249.2mmb=84.78mm85mm90mmmm =0.919m/s mmh=8.349mmb/h=12.912=2.22=2.622=126.24mmK=2.481=2.885mma=198mm=d3=126.84mm d4=269.16mm mmmm,该轴强度合格轴承采用钙基脂润滑密封件是毡圈密封圈密封方式是接触式密封最低油深：72.43mm 最高油深：94.86mm