机械设计课程设计计算说明书-带式输送机传动装置(含全套图纸)

机械设计课程设计计算说明书-带式输送机传动装置(含全套图纸)机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机班级：设计者：学号：指导老师：日期：2011年01月06日目录一、题目及总体分析 (1)二、选择电动机 (2)三、传动零件的计算 (7)1）带传动的设计计算 (7)2）减速箱的设计计算 (10)Ⅰ.高速齿轮的设计计算 (10)Ⅱ.低速齿轮的设计计算 (14)四、轴、键、轴承的设计计算 (20)Ⅰ．输入轴及其轴承装置、键的设计 (20)Ⅱ．中间轴及其轴承装置、键的设计 (25)Ⅲ．输出轴及其轴承装置、键的设计 (29)键连接的校核计算 (33)轴承的校核计算 (35)五、润滑与密封 (37)六、箱体结构尺寸 (38)七、设计总结 (39)八、参考文献 (39)一、题目及总体分析题目：带式输送机传动装置设计参数：设计要求：1).输送机运转方向不变，工作载荷稳定。

2).输送带鼓轮的传动效率取为0.97。

3).工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。

设计内容：1.装配图1张；2.零件图3张；3.设计说明书1份。

说明：1.带式输送机提升物料：谷物、型砂、碎矿石、煤炭等；2.输送机运转方向不变，工作载荷稳定；3.输送带鼓轮的传动效率取为0.97；4.工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。

装置分布如图：1. 选择电动机类型和结构形式按工作条件和要求选用一般用途的Y 系列三相异步电动机，卧式封闭。

2. 选择电动机的容量电动机所需的工作效率为：dwd P P η=d P -电动机功率;w P -工作机所需功率;工作机所需要功率为：w FvP 1000＝传动装置的总效率为：42d 1234ηηηηηη＝按表2-3确定各部分效率：三相电压380V2w n 3932183r/min 4）（35）＝查表可知，符合条件的电动机有三种，但综合考虑电动机和传动装置的尺寸，结构和带传动，以及减速箱的传动比，1Y132M -6电动机较为合理。

其主要技术参数如下：同步转速（r/min ） 满载转速（r/min ） 额定转矩堵转转矩1000 960 2三、传动零件的计算1）带传动的设计计算2）减速箱的设计计算 [11E H Z u u σ⎛± ⎝mmmm）根据高速级齿轮大小齿轮都为软齿面，两支承相对于小齿轮做不对称布10－7）。

）根据配对齿轮材料都是锻钢，由查表得189.8Z=E[11E H Z u u σ⎛± ⎝41.38.18 4.901189.81 4.90⨯⨯+⎛ ⎝55.9793841000n mπ⨯⨯1155.979t d =⨯1155.97924t d z =**(2)h c m +142，这样计算出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳[11E H Z u u σ⎛± ⎝mmmm）根据高速级齿轮大小齿轮都为软齿面，两支承相对于小齿轮做不对称布）根据配对齿轮材料都是锻钢，由查表得189.8E Z =[11E H KT Z u u σ⎛± ⎝531.3 3.777 3.601189.81 3.60⨯+⎛ ⎝91.74678.371000n msπ⨯⨯1187.125t d =⨯。

87.12524=(2h h ==取290B mm =，195B mm =。

5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图 （1）齿轮结构的设计计算由于*11(2)(3021) 3.099160a d z h m mm mm mm =+=+⨯⨯=≤*22(2)(10721) 3.0327500a d z h m mm mm mm =+=+⨯⨯=≤所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。

四、轴、键、轴承的设计计算布置图如下（此图主要表现轴的形状，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）Ⅰ.输入轴的设计计算3002N mmmm≈tan 3002r t F F α==在安装从动带轮处作用在轴上压轴力：1sin1524.89N α=4.轴的结构设计计算（1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示，AB 段为从动V 带轮，BC 段为套筒，CD 轴承端盖，DE 为轴承，IF 为轴上的齿轮，FG 为套筒，GH 轴承。

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

1）初步选择滚动轴承。

因轴承仅承受径向力的作用，故可以采用 深沟球轴承。

参照工作要求并根据min 29.5d mm =，由轴承产品目录中 初步选取0基本游隙组、0级公差等级的深沟球轴承6406，其尺寸 为309023d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，故30A E I Hd d mm--==，而23DEGH ll mm==。

2)为了满足齿轮和轴承的轴向定位要求，AE 右端和IF 左端需制出轴 肩，因为定位轴肩的高度(0.07~0.1)A E h d -=，取0.1A E h d -=，所以36E Id mm-=轴的左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为34D mm =，为了保 证轴端挡圈只压在从动带轮上的轮毂上不压在轴的端面上的缘故。

3）从动带轮的宽度80B mm =，23DE GHl l mm==，齿轮的宽度165B mm =。

根1212H 221933,2953271,822174557,48498N mm,17455748498181169N mm 87080N mmNH NH NV NV V F N F N F F N M N mm M M T I =====⋅=⋅=+=⋅=⋅危险截面危险截面危险截面－Ｎ2）做出轴的计算简图。

(7).按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。

根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应 力为脉动循环变应力，取0.6α=，轴的计算应力：Ⅱ.中间轴的设计计算2827N mmmm ≈8921N mm≈1122tan 3463102tan 8921324r t r t F F F F αα︒︒==≈==≈3、初步确定轴的最小直径。

按教材《机械设计》式（15-2）初步估算轴的最小直径。

选取轴的 材料为45钢，调质处理。

根据表15-3取0120A =，于是得：33min 0 3.291204178.37p d A mm n II II ==⨯=由于轴上必须开有两个各键槽，所以最小直径按15%增大：min (41.741.715%)48.0d mm m=+⨯=4、轴的结构设计。

（1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示，AB 段为轴承，BC 段为套筒，CD 齿轮2，DE 为光轴，EF 为齿轮1，FG 为套筒，GH 轴承,QA 和HP 都是轴承端盖。

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

1）初步选择滚动轴承。

因轴承仅承受径向力的作用，故可以采用深 沟球轴承。

参照工作要求并根据min 48.0d mm =，由轴承产品目录中初步 选取0基本游隙组、0级公差等级的深沟球轴承6210，其尺寸为：509020d D B mm mm mm⨯⨯=⨯⨯，故50A DE H dd mm--==，而20A BG H ll mm--==。

2)为了满足两齿轮的轴向定位要求，CD 右端和EF 左端需制出轴肩，，()()()1222122224072N mm,133035N mm,379372407244930N mm 400575133035422088N mm V V M M M M =⋅=-⋅=-+=⋅=+-=⋅（） d 121T T i N m 401470N mm ηII ⋅⋅齿＝＝401.47＝2）做出轴的计算简图。

6、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。

根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力 为脉动循环变应力，取0.6α=，轴的计算应力为：222223()422088(0.6401470)38.90.150ca a a M T MP MP W ασII ++⨯==≈⨯Ⅲ.输出轴的设计 8473N mm ≈tan 8473tan 203084α︒=≈15-2）初步估算轴的最小直径。

选取轴的钢，调质处理。

根据表15-3矩变化很小，故取 1.5A K =。

则：1.513598902039835ca A T K T N mm N mm III ==⨯=按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，选用6HL 型弹性柱 销联轴器，其公称直径为3510000N mm 。

半联轴器的孔径70d mm =，半 联轴器的长度142L mm =，半联轴器与轴配合的毂长度1107L mm =。

4、轴的结构设计。

1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图所示，AB 段为滚动轴承，BC 段为套筒，CD 齿轮， DE 为轴肩，FG 为滚动轴承，GH 为轴承端盖，IJ 为半联轴器和轴 配合。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

为了满足齿轮和轴承以及联轴器的轴向定位要求，AB 、BD 的右端 和FH 、IJ 的左端需制出轴肩，70I Jd mm -=，因为定位轴肩的高度： (0.07~0.1)h d =，取125,8h mm h mm ==。

所以有：75A B F H d d mm --==，83D E P F d d mm --==，轴的右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为75D mm =，为了 保证轴端挡圈只压在从动带轮上的轮毂上而不压在轴的端面上，1）计算轴上各种力或力矩的大小。

12241.mm =两支点的距离Ｌ12V1V25801,26722111N 973N NH NH N N F N F NF F ==＝，＝max max 22max 23()440876()160436()440876160436469160T T i N m 1359890N mmH V M N mmM N mmM N mm N mmηIII II =⋅=⋅=+⋅=⋅⋅⋅齿2＝＝1359.89＝2）输出轴的计算简图。

6、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。

根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力 为脉动循环变应力，取0.6α=，轴的计算应力为：键连接的校核计算对于采用常见的材料组合和按标准选取的普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。

因此，只要安工作面上的挤压应力进行强度校核计算。

普通平键联接的强度条件为：[]P P kldT σσ≤⨯=3102 （其中0.5k h =，是键与轮毂键槽的接触高度，d 为轴的直径）现选用45钢平键，其在静荷载下的许用应力为：[]MPa P 150~120=σ1、高速轴上键的校核计算1）从动大带轮和高速轴之间键的校核计算。