带式输送机传动装置课程设计.docx

课程设计说明书

设计名称： 机械设计基础

题 目： 带式输送机传动装置

学生姓名：
专 业：
班 级：
学 号：
指导教师：

日 期： 年 月 日

课程设计任务书
专 业 年级 班
一、设计题目
带式输送机传动装置

二、主要内容

运输带工作拉力F=2700N
运输带工作速度V=1.6m/
卷筒直径D=400mm
工作条件 ：
（1） 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误差为+5%；
（2） 使用折旧期：五年；
（3） 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
（4） 滚筒效率：0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。

表1-2 原始数据
参数
题号
1
2
3
4
5
运输带工作拉力F/（N）
2300
2100
1900
2200
2000
运输带工作速度V/（m/s）
1.5
1.6
1.6
1.8
1.2
卷筒直径D/(mm)
400
400
400
450
450
参数
题号
6
7
8
9
10
运输带工作拉力F/（N）
2500
2700
2800
2200
2000
运输带工作速度V/（m/s）
1.5
1.6
1.6
1.7
1.4
卷筒直径D/(mm)
400
400
400
500
500

三、具体要求

本课程设计要求在1周时间内完成以下的任务：
（1）零件工作图2张（齿轮、轴、箱体等任选2个，A3图纸）；
（2）设计计算说明书1份，约3000字左右。

四、进度安排

次序
设计内容
时间分配（天）
1
指导老师介绍课程设计注意事项
12月28日
2
拟定设计方案
12月28日~12月29日
3
传动件和轴的设计计算
12月29日~12月31日
4
画零件图
1月4~1月6日
5
编写设计说明书
1月6日~1月7日

五、成绩评定

指导教师 签名 日期 年 月 日
系主任 审核 日期 年 月 日

前言

为了适应现代化建设的要求，培养高素质的专门人才，特开设了机械设计课程。机械设计在机械中占有重要地位。
为了突出和加强培养学生的综合设计能力和创新能力，总结近年来的相关课程设计经验，开设了机械设计综合教程。其主要特点：
强调机械设计中总体设计能力的培养，将原机械设计和机械设计课程设计内容整合为一个新的综合课程设计体系，将学生在机械设计系列课程中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合，进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。
加强学生对机械系统创新设计能力的培养，增加了机械构思设计和创新设计等内容，对学生的方案设计内容和要求有所加强，以利于增强学生的创新能力和竞争意识。
由于本设计时间仓促，工作量大，又缺乏经验，加上设计者水平有限，设计过程中有不完善之处，请老师和同学指正。

目录

封面 ……………………………………… 1

前言 ……………………………………… 2

一· 电动机的选择 ……………………………………… 6

二 · 齿轮的设计 ……………………………………… 7

三 · 轴的设计 ………………………………………11

四 ·轴的校核 …………………………………… 13

五· 键的选择 ……………………………………… 17

六· 箱体的选择和尺寸确定 …………………………… 17

七·设计小结 ………………………………… 19

一、 电动机的选择
(1）选择电动机类型
按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。
（2）选择电动机的容量
电动机所需工作功率为
nw=60×1000V/πD=(60×1000×1.6)/(π×400)=76.43r/min
PW =T·nw/9550
其中联轴器效率1=0.99,深沟球轴承效率(二对) 2=0.99,闭式齿轮传动效率3=0.97,V带效率4=0.95,滚筒效率5=0.96代入得：
传动装装置总效率
h＝h122h3h4h5＝0.86
则工作机所需功率F
PW =F·V/1000=2700×1.6／1000 =4.32kW
则所需电动机所需功率
Pd= PW/h=4.32/0.86=5.02kw
因载荷平稳,电动机额定功率略大于即可由《《机械设计基础》实训指导》附录5查的Y系列电动机数据，选电动机的额定功率为5.5kw.
（3）确定电动机转速
卷筒轴工作转速:由v=1.6m/s,v带传动的传动比i=2～4。而且闭式齿轮传动比常用范围为i=3～5，则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为：
i1‘=i·i＝6～20

故电动机的转速可选范围为

nd= nw ·i’ =76.43×（6～20）= 458.60～1528.66r/min

按照以上设计数据，可供选择的电动机如下表1—1所示：

方案

电动机型号
额定功率Kw
同步转速/满载转速
(r/min)
1
Y132M2—6
5.5
1000/960
2
Y132S—4
5.5
1500/1440
3
Y160M2—8
5.5
750/720
表1-1

根据带式传输机传动装置对电动机的要求，可以由表1-1选择电动机的型号，则可选用Y132M2-6电动机，满载转速为960，额定功率为5.5kw。

二．齿轮的设计
2.1传动比的分配
（1）总传动比
i=960/76.43=12.56

（2）分配传动装置各级传动比
由《《机械设计基础》实训指导》表2-2取V带传动的传动比i0=3,则减速器的传动比为
ia＇=i/i0=12.56/3=4.2
i2=ia
i=i1×i2
i1=3
（3）运动和动力参数计算
0轴(电动机轴)
P0=Pd＝5.5kw
n0= nd=960 r/min
T0=9550·P0/n0=9550×5.5/960=54.71N·m
1轴(高速轴)
P1= P0·h4·=5.5×0.95＝5.23kw 【h4为带轮的效率】
n1=n0/i1=960/3=320r/min
T1=9550·P1/n1=156.08 N·m
2轴(低速轴)
P2= P1·h3·h2=5.23×0.97×0.99＝5.02kw
n2=n1/i2=320/4.2=76.19r/min
T2=9550·P2/n2=629.23 N·m【h2为轴承的效率】
根据以上数据，我们可以把它列成一个表2，更能清楚的了解数据：
表2
轴名

功率P/kw
转距T/N.m
转速n/(r/min)
传动比
电动机轴(0轴)
5.5
54.71
960

1轴
5.23
156.08
320
3
2轴
5.02
629.23
76.19
4.2
2·2输入轴齿轮的设计
已知电动机额定功率P=5.5kw,转速,各轴的转速如：
表3

转动轴
输入轴 （0轴）
高速轴 （1轴）
低速轴 （2轴）
转速n
960
320
76.19
齿数比
3
4.2

由电动机驱动，工作寿命年限为5年，两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳，允许输送带速度误差为±0.5%,启动载荷为名义载荷的1.5倍。
（1）选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45钢调质，硬度为220～250HBS;大齿轮选用45钢正火，硬度为170～210HBS。因为是普通减速器，由 《《机械设计基础》表7-7选择8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3μm。
（2）按齿面接触疲劳强度计算
因两齿轮为钢质齿轮，可应用公式求出d1值，确定有关参数与系数。
① 转矩T1

② 载荷系数k及材料的弹性系数ZE。
查《机械设计基础》表7-10取K=1.1，表7-11取
③ 齿数Z1和齿宽系数ψd 。
取小齿轮的齿数Z1=25，则大齿轮齿数Z2=25×4.2=105, 故取Z2=105。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，故由表选取ψd=1
④许用接触应力[σH]
由《机械设计基础》表7-25查得σHlim1=560MPa，σHlim1=530MPa
N1=60njLh=60×320×1×（5×52×5×16）=0.4×109

《机械设计基础》表7-24查得（允许有一定点蚀）
《机械设计基础》表7-9查得SH=1

故

由《机械设计基础》表7-2取标准模数m=2.75mm
（3）主要尺寸计算

经圆整后取

（4）按齿轮弯曲疲劳强度校核
求出，如，则校核合格。
确定有关系数与参数：
①齿形系数YF
由《机械设计基础》表7-12查得
②应力修正系数YS
由《机械设计基础》表7-13查得
③许用弯曲应力
由《机械设计基础》表7-12查得
由《机械设计基础》表7-9查得
由《机械设计基础》表7-23查得
由式得

故

齿根弯曲疲劳强度校核合格
（5）验算齿轮的圆周速度v

由《机械设计基础》表7-7可知，选8级为精度是合适的。
（6）几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图。
以上根据数据我们可以制成表格：

直齿轮参数
模数

m,n=2.75

齿数
z1＝25
z2＝105
中心距
a=178.75mm

齿轮宽度
b1=75mm
b2=70mm
分度圆直径
d1＝68.75mm
d2＝288.75mm

2.3选择润滑方式
闭式齿轮传动，，齿轮的圆周速度v≤12m/s,常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。要注意的是浸油深度为1～2个齿高，但不小于10mm。
(推荐使用中负荷工业齿轮油，润滑油运动粘度.)

三. 轴的设计
1．高速轴的设计
1)确定轴的最小直径
由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理,由《机械设计基础》表11-1查得[σ-1]=55MPa , A=110 ,于是得

因最小直径与V带轮配合，有一键槽，将直径增大5%，即d=27.92×105%= 29.32 mm，取d=30 mm。
2）轴的结构设计
齿轮由轴环、套筒固定，左端轴承采用端盖和套筒固定，右端轴承采用轴肩和端盖固定，轴右端最小段与V带轮配合。
①轴的各段直径的确定
与V带轮配合的轴段是最小直径，取d6=30mm；V带轮定位轴肩的高度取h=3mm，则d5=36mm；选6208型轴承，则d1=40mm右端轴承定位轴肩高度取h=4mm，则d4=48mm；取与齿轮配合的轴段直径d2= 45mm，齿轮的定位轴肩的高度取h=5mm，则d3=55mm。
②轴上零件的轴向尺寸及其位置
轴承宽度b=18mm，齿轮宽度B1=75mm，V带轮配合宽度B2=45mm，轴承端盖宽度为15mm。箱体内侧与轴承端面间隙取Δ1=2mm，取齿轮与箱体内侧的距离 Δ2=15mm，V带轮与箱体之间的间隙Δ4=40mm。
对应的轴各段长度分别为L1=36mm，L2=78mm，轴环取L3=8mm，L4=7mm，L5=18mm，L6=55mm，L7=47mm。
2.低速轴的设计
1)确定轴的最小直径
由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理,由《机械设计基础》表11-1查得[σ-1]=55MPa , A=110 ,于是得

因最小直径与联轴器配合，有一键槽，将直径增大5%，即d=44.43×105%= 46.65 mm，选弹性柱梢联轴器，取标准内孔直径d=48mm。
2）轴的结构设计
齿轮由轴环、套筒固定，左端轴承采用端盖和套筒固定，右端轴承采用轴肩和端盖固定，轴右端最小直径段与联轴器配合。
①轴的各段直径的确定
与联轴器配合的轴段是最小直径，取d6=48mm；联轴器定位轴肩的高度取h=1mm，则d5=50mm；选6211型轴承，则d1=55mm右端轴承定位轴肩高度取h=4mm，则d4=63mm；取与齿轮配合的轴段直径d2= 58mm，齿轮的定位轴肩的高度取h=5mm，则d3=68mm。
②轴上零件的轴向尺寸及其位置
轴承宽度b=21mm，齿轮宽度B1=70mm，联轴器配合宽度B2=80mm，轴承端盖宽度为20mm。箱体内侧与轴承端面间隙取Δ1=2mm，取齿轮与箱体内侧的距离 Δ2=18mm，Δ3=70+21=91mm，联轴器与箱体之间的间隙Δ4=50mm。
对应的轴各段长度分别为L1=45mm，L2=67mm，轴环取L3=8mm，L4=16mm，L5=21mm，L6=70mm，L7=78mm。
轴的支承跨度
L=45+67+8+16=136mm

四．轴的校核
验算轴的疲劳强度
已知P2=5.02kw n2=76.19r/min T2=629.23N.m

输出轴齿轮上的圆周力

径向力
Fr= =5746.84 N

① 画输出轴的受力简图(a)

② 画水平平面的弯矩图(b)，列平衡方程，可求得

FAH= FBH=2873.42 N
MCH==64.5×2873.42=185335.6 N·mm
③ 画竖直平面的弯矩图(c)，同样列平衡方程，可求出

FAV= FBV=7894.57 N
MCV1= MCV2=MCV64.5×7894.57 = 509199.44N·mm

④ 画合成弯矩图(d)

MC1 =MC2 =MC=54188 N·mm
⑤ 画转矩图(e)。

T=627000 N·mm
⑥画当量弯矩图(f)，转矩按脉动循环，取α=0.6，则
αT=0.6×627000=376200 N·mm

由当量弯矩图可知C截面为危险截面当量弯矩最大值为MeC=130725 N·mm。
⑦验算轴的直径

因C截面有一键槽，所以将直径加大5%，则d=28.75×105%= 30.19 mm,而C截面的设计直径为34,所以强度达标。
⑧绘制轴的零件图

五． 键的选择。

输入轴上LⅠ-Ⅱ上弹性联轴器与轴连接圆头键截面b*h=10mm x 8mm， L=45mm
输出轴上的齿轮的圆头键截面b*h=16mm x 10 mm, L=45mm
LⅠ-Ⅱ弹性联轴器与轴连接的圆头键截面b*h=14mm x9mm，L=40mm
1.强度校核
平键的主要失效形式为组成键连接的轴或轮毂工作面部分的磨损,须按工作面上的压强来进行强度计算.(键为钢制,[ σp]=150MPa)
输入轴上的转矩 T1=156.08N·m
圆头平键

校核完全符合条件。
在输出轴上的转矩T2=629.23N·m
在LⅠ-Ⅱ上圆头平键的校核

校核完全符合条件.
LⅣ-Ⅴ轴段上圆头平键的校核

校核完全符合条件.

六.箱体的选择和尺寸确定
（1）箱座尺寸的选择和尺寸确定
箱体的选择要求和轴与其它零件要配合使用，误差不能太大。
本次设计的为一级减速器,输入轴和输出轴均有一端伸出箱体与联轴器联接,故采用输出轴的支撑跨度最能准确的确定箱体的宽度.
由已知条件，支撑跨度L=205mm，大齿轮的齿顶圆半径为
R大=147.13mm，
则箱体的数据初定为：
箱座壁厚：
箱盖壁厚：
箱座凸缘的最小厚度：,故取b=20mm
箱盖凸缘的最小厚度：,故取b=20mm
箱座底凸缘的的最小厚度：,故取b2=30mm
箱盖上凸缘的的最小厚度 b2’=2.5d=25mm,故取 b2’=30mm
地脚螺栓的最小直径： ,故取df=18mm
地脚螺栓数目：
轴承旁联接螺栓直径, 根据凸缘的长度L=2 X 50mm=100mm
取螺拴为M20X126
箱盖与箱座连接螺栓直径：
联接螺栓的间距：取l=200mm
轴承端盖螺栓的最小直径： ,故取d3=10mm
窥视孔盖螺钉直径：
定位销直径：d5=8mm
螺纹油塞的直径:d6=12mm
螺拴的定位应适当,余留足够的空间给螺栓扳手,根据《机械设计基础》图5-2中表示:
螺拴轴线到被连接件边缘的距离: e=d+(3~6)mm
通孔直径: d0=1.1d
所有的螺拴定位应满足以上的公式,才能保证螺拴的正确定位。
轴承端盖外径：D≧D1+2.5d，
根据公式确定了2对端盖的外径,分别为D0=200mm, D1=90mm,

七. 设计小结
通过这次设计，使我加深了对所学知识的理解，并对于展开式减速的基本理论、基本方法有一个系统的完整概念，培养了我综合运用所学知识独立解决齿轮、轴、轴承、箱体设计中的实际问题的能力和开发创新精神。另外，还锻炼了我对于实际问题如何思考，如轴的强度、轴承的寿命、齿轮失效等问题。以及怎样在工程上合理的设计和解决问题的能力, 最大的收获就是学会了怎么把平时学的理论知识运用到现实中去。
当然，在实际的设计过程中，也存在很多问题， 在今后的学习与实践中，我会更加注意自己在设计中的不足之处，不断改进和提高自身水平。另外，我对齿轮的啮合的设计也有了一个全面的认识，同时，也发现自己在理论知识的运用和动手实践等方面的能力有待加强。
总之，在这次设计中，我学到了很多东西，包括团队合作精神以及那些在课程中应该掌握的基础知识和技能。本次设计在老师的指导下，我们才能顺利完成的，并且懂得更多的东西，在此感谢老师们的细心教导。
对本次的课程设计，恳请老师给于指正！