带式输送机机械设计课程设计(带式输送机)

机械设计工程学课程设计说明书题目：带式输送机传动设计（L10）学院：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：学号：姓名：指导教师：机电工程学院2010年3月日机电工程学院课程设计任务书专业机械设计制造及其自动化课程设计名称机械设计工程学课程设计一、设计题目：带式运输机传动装置（减速器）设计（直齿、斜齿、同侧、两侧、卧式、立式）二、设计数据与要求如图1所示。

胶带运输机由电动机通过减速器减速后，再通过链条传动（传动比1：2，传动效率0.88），连续单向运转输送谷物类散粒物料，工作载荷较平稳，设计寿命10年，每天工作8小时，每年300个工作日，运输带速允许误差为±5%。

已知条件如表1所示。

图1 带式输送机传动方案图表1 带式输送机设计条件三、设计内容及任务1、传动装置原理方案设计对比分析各种传动方案，确定本次设计的方案；选择并计算电动机；确定各级传动比；计算其他相关运动参数；绘制包括电动机、联轴器、减速器、链传动和胶带主卷筒部分的传动原理方案图。

2、减速器结构方案设计结构设计与计算（包括健、轴承、齿轮、轴、密封等装置），绘制出总装配图1张（1号图纸）。

3、绘制出箱体、齿轮、轴等主要零件工作图２～３张（3、4号图纸）。

4、设计计算说明书1份。

要求用计算机绘制图纸，计算机打印说明书。

四、计划与时间安排2009.6.8: 布置课程设计任务；2009.6.9~2009.6.12: 总体方案设计、运动及结构参数设计计算；2009.6.13~2009.6.22：绘制装配图、零件图；2009.6.22~2009.6.27：撰写设计说明书。

班级学号学生姓名日期指导教师日期2009.6.8目录一、前言 (2)二、设计方案 (3)2.1、电动机的选择 (3)2.2、传动装置传动比及各级传动比分配 (3)2.3、计算传动装置的运动和动力参数 (3)三、结构设计 (5)3.1、齿轮设计计算 (5)3.2、轴的设计计算 (8)3.3、轴承和键的选择 (11)四、附件设计 (13)4.1、轴及轴承的润滑 (13)4.2、箱体的设计和密封 (13)五、参考文献 (14)六、设计小结 (15)一、前言为便于整台机器的设计、制造、装配、运输和维修等，常将其中的减速传动部分设计和制造成独立部件的闭式传动装置，称为减速器。

由于减速器的应用十分广泛，为降低生产成本，提高产品质量，简化构造形式及尺寸，我国机械、化工、航空等一些机器制造部门专门制订并生产了系列化的边准通用减速器。

常用的标准减速器有：渐开式圆柱齿轮减速器；圆锥齿轮减速器；阿基米德圆柱蜗杆减速器；圆锥齿轮圆柱蜗杆减速器；型行星齿轮减速器；摆线针轮减速器；XB星皆波齿轮减速器等。

这些标准减速器广泛用于其重、运输、冶金、矿山、水泥、建筑、化工、纺织等机械的减速传动。

有关标准减速器的主要参数、技术指标及其选用方法，可参阅机械工程手册或机械设计手册中的有关部分。

除标准减速器外，工业中还广泛设计、制造和使用非标准减速器。

在这对非标准减速器的设计要点将予介绍。

图1 带式输送机传动方案图二、设计方案2.1电动机的选择1、运输机工作所需功率P w2、链条的传动效率η1=0.883、电动机的输出功率P电动机的输出功率应该略大于工作装置功率查【1】表8-184选Y132M1-6电动机，其主要参数如下：2.2传动装置传动比及各级传动比的分配1、传动装置的总传动比i滚筒的转速n w=89.57r/min电动机的转速n m=1000r/mini=11.162、选链条的传动比i1=33、减速器的传动比i2 3.72减速器传动比较小可采用一级传动。

2.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速输入轴转速n1=1000r/min输出轴转速n2268.8r/min2、各轴的输入功率P1=P2=4.0KW3、各轴的转矩输入轴的转矩：T1N/m输出轴的转矩：T2N/m三、结构设计与计算3.1齿轮设计计算1、齿轮精度类型材料选择选用7级精度的直齿圆柱齿轮，小齿轮选用40C r(调质)，硬度280HBS；大齿轮选用45钢（调质），硬度240HBS2、齿轮的齿数选小齿轮齿数24，大齿轮齿数为24×3.72=89.28893、按齿面接触疲劳强度求齿轮的分度圆直径由【2】设计计算公式（10-9a）即d1t（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数KT=1.32）小齿轮传递的转矩T1=38.2×104 N/mm3）由【2】表10-7选取齿宽系数υd=14）由【2】表10-6差得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa0.55）由【2】表10-21d查得齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限σHLim1=600MP a，大齿轮的接触疲劳强度极限σHLim2=550MP a6）由【2】10-13计算应力循环次数N1=60n1JLH=60×960×1×（2×8×300×15）=4.147×109N2=1.296×1097）由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.93。

8）计算接触疲劳需用应力取失效率为1%，安全系数S=1，由【2】公式（10-12）得[σH]10.9×600MP a=540 MP a[σH]20.93×550MP a=511.5MP a(2)、计算1）分度圆直径d1tmm2) 圆周速度vv m/s=2.49m/s3) 齿宽bb=υd d1t=47.67mm4)模数m齿高hm=h=2.25m=4.5mm10.65)计算动载系数根据v=2.49m/s,7级精度，由【2】图10-8查得动载系数K v=1.08直齿轮，K Hα=K Fα=1由【2】表10-2查得使用系数KA=1由【2】表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对于支撑非对称布置时，KHΒ=1.309。

由, KHΒ=1.309查【2】图10-13得KFΒ=1.35;故载荷系数K=KA KVKHαKHβ=1×1.08×1×1.309=1.4146）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由【2】（10-10a）得d1=d1t7) 计算模数mm= 2.04 24、按齿根弯曲疲劳强度设计计算由【2】式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m(1)确定公式内的各计算数值1）由【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限σFE2=380MPa；2）由【2】图10-18取弯曲疲劳的寿命系数KFN1=0.85MPa,KFN2=0.88MPa;3)计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【2】式（10-12）得[σF ]1=MPa=303.57MPa[σF ]2=MPa=238.86 MPa4)计算载荷系数KK=K A K V K FαK Fβ=1×1.08×1×1.35=1.458 5）查取齿形系数由【2】表10-5查得 YFa1=2.65; YFa2=2.206) 由【2】表10-5查得 YSa1=1.58; YSa2=1.787) 计算大、小齿轮的并加以比较。

==0.01379==0.01639大齿轮的数值较大（2）设计计算m mm=1.46对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿面接触疲劳强度算得的模数2.0。

图23.2轴的设计计算（1）轴的材料选择45钢，[τT ]=25MPa—40MPa（2）轴的最小直径d，由【2】（15-1）[τT]d1=9.14mmd2=30.5mm由于输入轴1是齿轮轴根据齿轮轮毂的尺寸将轴的最小直径设定为25mm,将大齿轮的最小直径设定为32mm图3（3）按弯扭合成条件对轴进行校核1)由【2】（10-13）可以求出轴上所受的切向力Ft 径向力FrF t=5.9KNF r F t tanα=5.9KN×tan20°=2.1KN2)由力和力矩的平衡求出F NH1,F NH2,F NV1,F NV2F NH1+ F NH2=F t；F NH1×（L1+L2）- F t×L2=0F NV1+ F NV2=F r；F NV1×(L1+L2)－F NV2×L2＝0L1=44mm， L=64mm；联立方程可解得：F NH1=3.5KN F NH2=2.4KNF NV1= 1.24KN F NV2=0.86KN3)作出弯扭组合图图44)求水平方向上竖直方向上及危险面上的力矩M H= 154N·M M V=54.56N·MM==163.38N·M5）求转矩T T=T2=142.1N·M6）已知了弯矩和扭矩的最大值都发生在齿轮的受力中心所在轴上，故该截面为危险截面。

可按第三强度理论进行校核。

由【2】（15-4）式中的弯曲应力为对称循环应力，当扭转切应力为静应力是，取0.3的圆轴，弯曲应力为；对于直径为d1t扭转应力为；则轴的弯扭合成强度条件为：即； d时d有最大值d=4.07mm 当取最小值25MPa=32mm>d,则该轴是安全的。

同理校核齿轮轴也是安全的。

d23.3轴承和键的选择（1）轴承的选择。

轴承只承受径向力所以选择深沟球轴承。

因为输入轴和输出轴装轴承部分的直径分别为30mm，40mm。

可以选择轴承类型为分别为6306和6308。

（2）键类型的选择。

根据键所在部分的轴的长度分别为60mm,48mm，查【1】表8-16查得相对应的键分别为普通A型平键：GB/T 1096-2003、键10×8×50GB/T 1096-2003、键14×9×40四、附件设计4.1轴及轴承的润滑轴与轴承的内圈，轴承的内外圈和滚动体之间都有摩擦，如果没有润滑轴和轴承将会在很短的时间内损坏。

在摩擦面间加入润滑剂不仅可以降低摩擦，减轻磨损，保护零件不遭锈蚀，而且在采用循环润滑时还能起到散热降温的作用。

由于液体的不可压缩性，润滑油膜还具有缓冲、吸震得作用。

根据轴和轴承的运动条件选择润滑油润滑，润滑方式采用飞溅润滑方式。

4.2箱体的设计和密封由齿轮和轴的作用尺寸来确定箱体的形状尺寸。

箱体的总长L=353mm，总宽B=225mm，总高H=252mm，箱体壁厚σ=8mm。

在箱体的封盖面上设计又环形油槽可以润滑油进行回收重复利用。

为了便于观察箱体内部零件的运行情况在箱体端盖上还设有观察窗，在箱体两端设计有两个挂钩，以便于对箱体进行搬运。