带式输送机常动装置设计-课程设计.doc

机械设计《课程设计》
课题名称： 带式输送机传动装置设计
系 别：
专 业： 　　
班 级：
姓 名：
学 号：
指导老师：
完成日期：

目录
第一章 绪论
第二章 课题题目及主要技术参数说明
2.1 课题题目
2.2 主要技术参数说明
2.3 传动系统工作条件
2.4 传动系统方案的选择
第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算
3.1 减速器结构
3.2 电动机选择
3.3 传动比分配
3.4 动力运动参数计算
第四章 齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)
4.1 齿轮材料和热处理的选择
4.2 齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸
4.2.2 齿轮弯曲强度校核
4.2.3 齿轮几何尺寸的确定
4.3 齿轮的结构设计
第五章 V带传动设计
1、确定计算功率
2、确定V带型号
3、确定带轮直径
4、确定带长及中心距
5、验算包角
6、确定V带根数Z
7、 确定粗拉力F0
8、计算带轮轴所受压力Q
第六章 轴的设计计算(从动轴)
5.1 轴的材料和热处理的选择
5.2 轴几何尺寸的设计计算
5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径
5.2.2 轴的结构设计
5.2.3 轴的强度校核
第七章 轴承、键和联轴器的选择
6.1 轴承的选择及校核
6.2 键的选择计算及校核
6.3 联轴器的选择
第八章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构
尺寸的计算
7.1 润滑的选择确定
7.2 密封的选择确定
7.3减速器附件的选择确定
7.4箱体主要结构尺寸计算
第九章 总结
参考文献

第一章 绪 论
本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：

（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。

（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。
第二章 课题题目及主要技术参数说明
2.1课题题目
带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。
2.2 主要技术参数说明
输送带的最大有效拉力F=5500N，输送带的工作速度V=1.45m/s，输送带的滚筒直径260mm

2.3 传动系统工作条件
带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。

2.4 传动系统方案的选择

图1 带式输送机传动系统简图

第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算
3.1 减速器结构
本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。
3.2 电动机选择
（一）工作机的功率Pw
=FV/1000=5500X1.45/1000=9.38(kw)
（二）总效率
=
=
（三）所需电动机功率

查《机械零件设计手册》得 Ped = 11kw
电动机选用Y160L-6 n满 = 970r/min
额定转矩2.0
3.3 传动比分配
工作机的转速n=60×1000v/（D）
=60×1000×1.45/(3.14×260)
=107(r/min)
总传动比： i总=n电动/n筒=970/107=9.07
分配各级传动比
取齿轮i带 =3（单级减速器i=2~4合理）
∵i总=i齿轮×i带 ∴i齿轮=i总/i齿轮=9.07/4=3.02

3.4 动力运动参数计算
1、计算各轴转速（r/min）

2、 计算各轴的功率（kW）

3、 计算各轴扭矩（N·m）

将上述数据列表如下：
轴号
功率
P/kW
N /(r.min-1)
/
(N﹒m)

i

0
11
970
108.3
3
0.96
1
10.56
323.3
311.9
2
10.03
107
895.2
3.02
0.95
3
9.74
107
869.32
1
0.97

（二）
（三） 计算齿数比
=3.02
（四） 选择齿宽系数
根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取＝1
（五） 计算小齿轮分度圆直径
≥=

（六） 确定齿轮的齿数和
传动比i齿=3.02
取小齿轮齿数z1=20。则大齿轮齿数：
z2=iz1=3.02×20=60.4（取61）

（七） 确定齿轮模数m

(取m=5)
（八）实际齿数比

齿数比相对误差
Δ<±2.5% 允许
（九） 计算齿轮的主要尺寸

中心距
齿轮宽度
B1 = B2 + (5～10) =105～110mm)
取B1 =105(mm)
（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度

根据设计要求齿轮的精度等级为7级。

4.2.2 齿轮弯曲强度校核
（一）两齿轮的许用弯曲应力
σF=(2kT1/bm2z1)YFaYSa≤[σH]
齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数z1=20，z2=61根据《机械设计手册》相得
YFa1=2.94 YSa1=1.56
YFa2=2.32 YSa2=1.72
则许用弯曲应力[σF]，
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
根据《机械设计手册》相得
σFlim1=450Mpa σFlim2 =600Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.6

计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFE1/SF=450/1.6Mpa
=281.25Mp
[σF]2=σFE2 /SF =600/1.6Mpa
=375Mpa
将求得的各参数代入
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×278897.2259/90×52×20) ×2.94×1.56Mpa
=56.85Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa2YSa2
=(2×1×278897.2259/95×52×60) ×2.32×1.72Mpa
=15.62Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

4.2.3 齿轮几何尺寸的确定
齿顶圆直径 由《机械设计手册》得 h*a =1 c* = 0.25

齿距 P = 5×3.14=15.7 (mm)
齿根高
齿顶高
齿根圆直径

4.3 齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径 d=50
轮毂直径 =1.6d=1.6×50=80
轮毂长度
轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 =8
轮缘内径 =-2h-2=315—2*11.25—16=276.5，取277
腹板厚度 c=0.3=0.3×100=30 取c=30(mm)
腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(277+80)=178.5(mm) 取179
腹板孔直径=0.25（-）=0.25（277-80）=49.25(mm)
取=50(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1
齿轮工作如图2所示：

第五章V带传动设计
1、皮带轮传动的设计计算
（1）求计算功率
由《机械设计手册》得：工作情况系数kA=1.2
PC=kAP=1.2×11=13.2 kW
（2）选择V带型号
由《机械设计手册》得：选用B型V带
（3）确定带轮基准直径
由《机械设计手册》知，小带轮基准直径应大于等于125mm
则取dd1=160mm > dmin=125mm
dd2 = (n1/n2)(1-ε)·dd1 = (970/323.3)×160×(1-0.02)=473.54 mm
由《机械设计手册》，取dd2=475mm
实际从动轮转速n2’=(1-ε)n1dd1/dd2= 970×160×(1-0.02)/475=320.20 r/min
转速误差为：(n2- n2’)/n2=(323.3-320.20)/323.3
=0.003<0.05(允许)
（4）验算带速
带速v：v = πdd1n1/(60×1000)
=π×160×970/(60×1000)
=8.122 m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（5）确定带长和中心矩
根据教材得
0.7(dd1+dd2) ≤ a0 ≤ 2(dd1+dd2)
0.7(160+475) ≤ a0 ≤ 2×(160+475)
所以有：444.5mm≤a0≤1270mm
取a0=800 mm
由教材P205，式13-2，得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×800+1.57(160+475)+(475-160)2/(4×800)
=2627.96 mm
根据教材P212表13-2，取Ld=2800mm；根据教材P220式13-16，得：
a≈a0+(Ld-L0)/2=800+(2800-2627.96)/2
=800+86 = 886mm
（6）验算小带轮包角
α1 =180º-((dd2-dd1 )/a)×57.3 º
=180 º -((475-160)/886)×57.3 º
=180 º -20.37 º
=159.63 º >120 º（适用）
（7）确定V带的根数
《机械设计手册》，P0=2.66 kW，△P0=0.3 kW，Kα=0.95
，KL=1.05
由《机械设计手册》得
z = PC/P’=PC/((P0+△P0) KαKL)
=13.2/[(2.66+0.3) ×0.95×1.05] = 4.47
所以取z = 5根
（8）计算轴上压力
由教材P212表13-1查得q=0.17kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：
F0=(500PC/zv)(2.5/Kα-1)+qv2
=[500×13.2/(5×8.12)×(2.5/0.95-1)+0.17×8.122]
=276.44N
则作用在轴承的压力FQ，由教材，得
FQ=2zF0sin(α1/2)=2×5×276.44sin(159.63 º /2)
=2720.84N
第六章 轴的设计计算
5.1 轴的材料和热处理的选择
由《机械设计手册》中的图表查得
选45号钢，调质处理，HB217～255
=650MPa =60MPa C=108
5.2 轴几何尺寸的设计计算
5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径
从动轴=c=108=49.06(mm)
考虑键槽=49.03×1.03=50.53（mm）
选取标准直径=50
主动轴=c=108=34.52(mm)
考虑键槽=34.52x1.03=35.56(mm)
选取标准直径=36mm
5.2.2 轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。

输入轴的设计计算
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面由轴肩定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
1段：d1=36mm 长度取L1=54mm
2段：d2=45mm 长度取L2 =57mm
3段：初选用7210C型角接触球轴承，其内径为50mm,
宽度为24mm；取套筒长为28mm
d3=50mm L3=24+28=52mm
4段：d4=60mm L4= 48mm
5段: h=0.14 d1 +5=0.14×35+5=10mm
d5 = d4 +2h=60+20=80mm L5 =1.4h=1.4×10=14mm
6段：d6 =52mm L6 =14mm
7段：d7 =50mm L7 =24mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=128mm
输出轴的设计计算

1、 按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
=49.03×1.03=50.53（mm）取d=50mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴各段直径和长度
1段：d1=50mm 长度取L1=54mm
2段：d2=60mm 长度取L2 =57mm
3段：初选用7013C型角接触球轴承，其内径为65mm,
宽度为24mm；取套筒长为28mm
d3=65mm L3=24+28=52mm
4段：d4=75mm L4= 48mm
5段: h=0.14 d1 +5=0.14×35+5=10mm d5 = d4 +2h=60+20=95mm L5 =1.4h=1.4×10=14mm
6段：d6 =67mm L6 =14mm
7段：d7 =65mm L7 =24mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=128mm
5.2.3 轴的强度校核
按弯矩复合强度计算
小齿轮:
①求分度圆直径：已知d1=100mm
②求转矩：已知T2=311900N·mm
③求圆周力：Ft
根据教材P248式得
Ft=2T2/d1=311900×2/100=6238N
④求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=6238×tan200=2270.45N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=64mm
(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY= Fr /2=1135.225N
FAZ=FBZ= Ft /2=3119N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=1135.225×64/2=36.33N·m
(3)绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=3119×64/2=99.808N·m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(36.332+99.8082)1/2=106.21N·m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=311.9N·m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭切引力按应力脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[106.212+(1×311.9)2]1/2=329.49N·m
(7)校核危险截面C的强度
由教材P245式（14-5）
σe=Mec/0.1d43=329.49×103/0.1×603
=15.25MPa< [σ-1]b=80MPa
∴该轴强度足够。

按弯矩复合强度计算
大齿轮:
①求分度圆直径：已知d2=305mm
②求转矩：已知T3=895.2N·m
③求圆周力Ft：
Ft=2T3/d2=2×895.2×103/305=5870.16N
④求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=5870.16×tan20°=2136.56N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=64mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=1068.28N
FAZ=FBZ=Ft/2=2935.08N
(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=1068.28×64/2=34.18N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=2136.56×64/2=68.37N·m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（34.182+68.372）1/2
=76.43N·m
(5)计算当量弯矩：根据《机械设计手册》得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[76.432+(1×895.2)2]1/2
=898.46N·m

(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1 d4）=898.46×103/(0.1×753)
=21.30Mpa<[σ-1]b=60Mpa

第七章 轴承、键和联轴器的选择
1、计算输入轴承
（1）已知n2=323.3r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=2788.97N
初先两轴承为角接触球轴承7210C型
由《机械设计手册》得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=1757.05N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=1757.05N FA2=FS2=1757.05N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=1757.05N/2788.97N =0.63
FA2/FR2=1757.05N/2788.97N =0.63
根据课本得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据《机械设计手册》）取f P=1.2
根据《机械设计手册》式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.2×(1×2788.97+0)=3346.764N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.2×(1×2788.97+0)=3346.764N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=3346.764N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7210C型的Cr=42800N
由教材《机械设计手册》式得
LH=(106÷60÷ n2 ) (ftCr/fpP)ε
=(106÷321.19÷60)(1×42800/1.2×3346.764)3
=62806.71h>57600h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)已知n3=107r/min
Fa=0 FR=FAZ=2469.3N
试选7013C型角接触球轴承
根据《机械设计手册》得FS=0.63FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×2469.3=1555.66N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=1555.66N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=1555.66/2469.3=0.63
FA2/FR2=1555.66/2469.3=0.63
根据《机械设计手册》）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据《机械设计手册》取fP=1.5
根据《机械设计手册》得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×2469.3)=3703.95N
P2= fP (x2FR2+y2FA2)= 1.5×(1×2469.3)=3703.95N
(5) 计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=3703.95 ε=3
根据手册 7213C型轴承Cr=40000N
根据教材得：ft=1
根据教材式得
Lh=(106÷60 ÷n2 )(ftCr/fpP)ε
=(106÷107÷60)(1×40000/1.5×3703.95)3
=58126.72h>57600h
∴此轴承合格
键联接的选择及校核计算
1、输入轴与带轮联接采用平键联接
输入轴轴径d1=36mm,L1=54mm
查手册得，选用C型平键，得：b=10
键10×8 GB1096-79 l=45mm
T2=311.9N·m h=8mm
根据教材P158（10-26）式得
σp=4T2/dhl=4×311900/(36×8×45)
=96.27Mpa<[σR](110Mpa)
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d4=60mm L4=48mm T=311.9N·m
查手册 选A型平键
键18×11 GB1096-79
l=32mm h=11mm
σp=4T/dhl=4×311900/(60×11×32)
=59.07Mpa<[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d4=75mm L4=48mm T=895.2Nm
查手册 选用A型平键
键20×12 GB1096-79
l=40mm h=12mm
σp=4T/dhl=4×895200/(75×12×40)=99Mpa<[σp]

第八章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算
根据手册表，
取箱座壁厚为δ=10mm，
箱座凸缘厚度为b=1.5δ=1.5×10=15mm，
箱盖厚为δ1=8mm，
箱盖凸缘厚度为b1=1.5δ1=1.5×8=12mm，
地脚螺钉df=0.036a+12=0.036×200+12=19.2mm，数目为4。
轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df =0.75×19.2=14.4mm。
箱盖与箱座连接螺栓直径d2=0.6df =11.52mm。
轴承端盖螺钉直径d3=0.5df =9.6mm。
窥视孔盖螺钉直径d4=0.4df =7.68mm。
定位销直径d=0.8d2=9.216mm。连接螺栓d2间距l=154mm。
df、d1、d2至外箱壁距离c1=22mm；df、d2至凸缘边缘距离c2=20mm。
轴承离合器半径R1=20mm
外箱壁至轴承座端面距离l1= c1+c2 +10=52mm。
大齿轮与内箱壁距离Δ1>1.2δ mm 取14mm。
箱盖、箱座肋厚m1=6mm，m2=6mm。
轴承离连接螺栓距离s=44.78mm。
毡圈油封高速轴取d=50，D=90，
杆载油标Φ选12。D1=16，d3=6，h=28，d2=12，a=10。
圆锥销选GB119-86，A8×3。
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
起吊装置
润滑与密封
一、 齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为50mm。
二、 滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为1.2m／s，所以适合用油脂润滑，挡油圈密封。
三、 润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、 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。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定

第九章 总结
本次设计时间从2013年11月25日到12月6日，历时两周。在这十四天的时间里，我们需要完成一份二十多页的设计说明书和三张大图。刚开始的时候，几乎都一头雾水，认为它高不可攀。但是，在老师不耐其烦的答疑下，我们由生疏到熟悉，一步一步的完成了任务。看来，任何事情都要经历过了才知道它到底是什么情况。虽然，由于有几门考试要准备而使得时间有些紧的缘故，让这次设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大，齿轮和轴的计算不够精确等等。但是，我认为还是很成功的，因为，我们尽心了，尽力了。我相信，通过这次的课程设计，定能够给我们的将来留下经验。因此，我认为这是值得的。

参考资料目录

[1]《机械课程设计简明手册》，化学工业出版社，骆素君主编，2006年8月第一版；

[2]《机械设计基础》（教材），高等教育出版社，杨可桢主编，2006年5月第五版；

[3]《机械设计与理论》，科学出版社，李柱国主编，2003年8月第一版

[4]《机械设计课程上机与设计》，高等教育出版社，程志红主编，2006年10月第一版