毕业设计论文链式输送机传动装置课程设计精品.docx

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毕业设计论文链式输送机传动装置课程设计精品

《机械设计》课程设计

设计题目:

链式输送机传动装置的设计

内装：

1.设计计算说明书一份

2.减速器装配图一张（A1）

3.轴零件图一张（A2）

4.齿轮零件图一张（A2）

材控系08-4班级

设计者：

魏明炜

指导老师：

张晓辉

完成日期：

2010年12月18日

成绩：

河南理工大学

课程设计任务书

设计题目

链式输送机传动装置的设计

学生姓名

魏明炜所在院系材料学院专业、年级、班材控08-4班

设计要求：

输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限10年，小批量生产。

允许输

送带速度误差为±5%。

输送带拉力F=2.55kN;输送带速度V=1.7m/s;滚筒直径D=300mm。

学生应完成的工作：

1•编写设计计算说明书一份。

2.减速器部件装配图一张（A0或A1）;

3.绘制轴和齿轮零件图各一张。

参考文献阅读：

1•《机械设计》课程设计指导书

2•《机械设计》图册

3•《机械设计手册》

4.《机械设计》

工作计划：

1.设计准备工作

2.总体设计及传动件的设计计算

3.装配草图及装配图的绘制

4.零件图的绘制

5.编写设计说明书

任务下达日期：

2010年12月15日

任务完成日期：

2010年12月25日

指导教师（签名）：

学生（签名）：

魏明炜

带式输送机传动装置的设计

摘要：

齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。

因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。

本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。

其中小齿轮材料为40Cr（调质），硬度约为240HBS,

大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为215HBS，齿轮精度等级为8级。

轴、轴承、键均选用钢质材料。

关键词：

减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器

机械设计课程设计计算说明书

一、课程设计任务书1

二、摘要和关键词2

一、传动方案拟定3

各部件选择、设计计算、校核

二、电动机选择3

三、计算总传动比及分配各级的传动比4

四、运动参数及动力参数计算6

五、传动零件的设计计算7

六、轴的设计计算10

七、滚动轴承的选择及校核计算12

八、键联接的选择及校核计算13

九、箱体设计

《机械设计》课程设计

设计题目：

带式输送机传动装置的设计

内装：

1.设计计算说明书一份

2.减速器装配图一张（A）

3.轴零件图一张（A）

4.齿轮零件图一张（A）

系班级

设计者：

指导老师：

完成日期：

成绩：

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

（1）工作条件：

运输链连续单项运转，工作时有轻微震动，有粉尘，

空载启动，运输链工作速度允许误差为土5%每年按300个工作日计算，使用期限为10年，大修期为3年，两班制工作（每班按8h计算），在专门工厂小批量生产

（2）原始数据：

滚筒圆周力F=2.55kN;带速V=0.8m/s；滚筒直径D=125mm

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

丫系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

n总=n带xn轴承xn齿轮xn联轴器xn滚筒

=0.96x0.98x0.97x0.99x0.96

=0.83

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000n总）

=2550x0.8/（1000x0.83）

=2.46KW

力

n总=0.83

P工作=5.12KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速:

n滚筒

=108.2r/min

n筒=60X1000V/nD

=60X1000X0.8/nX125

=122.3r/min

按表3-1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I'a=3~6o取V带传动比I'1=2~4,则总传动比理时范围为I'a=6~24故电动机转速的可选范围为n'd=I'aXn筒

n筒=（6~24）X122.3=733.8~2935.2r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

因此

有三种传支比方案：

由《机械设计手册》查得。

综合考虑电动机和传动装置

尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，

则选n=1000r/min。

4、确定电动机型号

传动比方案

电动

机型

号

额定功率

/kw

电动机转速/

（r•min丄）

电动

机重

量/N

参考价格/元

传动装置的传动比

同步转速

满载

转速

总传

动比

V带传动

齿轮

Y132

M-8

750

710

1000

5.81

3.45

2.37

Y132

S-6

1000

960

350

500

7.85

2.7

2.91

Y100

L2-4

1500

1430

270

11.69

3.46

3.38

对应有三种适合的电动机型号可供选择，如下表

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格和传动比，方案2

比较合适。

因此选定电动机的型号为丫132S-&所选电动机主要性能和

外观尺寸如下表

电动机型号

Y132S-6

电动机（型号Y132S-6）的主要性能

额定功率

Ped/kW

同步转速

-1

n/（Fn）

满载转速

n沁讪in〒

电动机总重/N

启动转矩额定转矩

最大转矩额定转矩

r1000

960n

730

2.0

电动机（型号Y132S-6）的主

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/122.3=7.85

=355.56r/minnii=122.18r/min

niii=122.18r/min

2、分配各级传动比

（1）据指导书P7表1,取齿轮i带=2.7（V带传动比I'1=2~4合理）

（2）■/i总勻齿轮xi带

i齿轮=i总/i带=7.85/2.7=2.91

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

Pi=2.36KW

Pii=2.24KW

Piii=2.18KW

ni=nn/i带=960/2.7=355.56（r/min）

nii=nI/i齿轮=355.56/2.91=122.18（r/min）

niii=nII=122.18（r/min）

2、计算各轴的功率（KV）

Pi=P工作xn带=2.46x0.96=2.36KW

Ti=63.43N•m

Tii=175.47N•m

Tiii=170.24N-m

Pii=PXn轴承Xn齿轮=2.36x0.98x0.97=2.24KW

Pm=Pixn轴承xn联轴器=2.24x0.97x0.99=2.18KW

3、计算各轴扭矩（N•mr）i

T工作=9550x2.46/960=24.47

T=T工作xn带xi带=24.47x2.7x0.96=63.43N•m

Ti=Tixi齿轮xn轴承xn齿轮

=63.43x2.91x0.98x0.97=175.47N•m

Tii=Tixn轴承xn联轴器

=175.47x0.97x0.99=170.24N•m

五、传动零件的设计计算

1.确定计算功率Pc

由课本表9-7得：

kA=1.2

Pc=KP=1.2x3=3.6KW

2.选择V带的带型

根据Pc、n1由课本图9-12得：

选用A型

3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v。

1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表9-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm

2）

V=5.23m/s

验算带速V。

按计算式验算带的速度

v=ndd1m/（60x1000）

=nx100x1000/（60x1000）=5.23m/s

在5-25m/s范围内，带速合适。

3）计算大齿轮的基准直径。

计算大带轮的基准直径dd2

dd2=i带•ddi=2.7x100=270mm

由课本表9-8，圆整为dd2=280mm

4.确定带长和中心矩

1）根据课本式（9-18），初定中心距a°=500mm

2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度

Ldo~2ao+n（ddi+dd2）/2+（dd2-ddi）/（4a。

）

=2x500+3.14x（100+280）/2+（280-100）7（4X500）〜1612.8mm

由课本表9-2选带的基准长度Ld=1640mm

计算实际中心距a。

dd2=270mm

取标准值

dd2=280mm

Ld=1612.8mm

（dd1-dd2）

a=A+、A2-B=513.6mm

取a=515mm

5.验算小带轮上的包角a1

a1=1800-（dd2-dd1）/ax57.30

=180-（280-100）/515x57.3=159.97°>120°（适用

6.确定带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr。

由dd1=100mn和n1=1000r/min根据课本表9-3得

Po=0.97KW

根据n1=960r/min,i带=2.7和A型带，查课本表（9-4）得厶R=0.11KW根据课本表9-5得Ki=0.95

根据课本表9-6得&=0.99

2）计算V带的根数z。

乙占鲁=3.5圆整为4根

7.计算单根V带的初压力的最小值（F»min

（F0）min=500（2.5-Ka）PCa/zvKa+qV2

=[500x（2.5-0.95）x3.6/（0.95x4X5.24）+0.1x5.24]N=142.9N

8.计算压轴力Fp

压轴力的最小值为

（Fp）min=2Z（Fo）minsin（a1/2）

=2x4x142.9xsin（159.97°/2）=1125.8N

2、齿轮传动的设计计算

1选定齿轮材料及精度等级及齿数

1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

2）材料选择。

选择小齿轮45钢调质和大齿轮材料为45钢正火

3）选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数Z2=24x2.91=69.84，取70。

2按齿面接触疲劳强度设计

a=515mm

Z=4

Fo=142.9N

（Fp）

=1125.8N

i齿=2.91乙=24

min

由设计计算公式

di>[

2000：

「戌1丄ZhZeZ；）f/3

Z2=70

T1=634000N-m

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数Kt=1.3

2）计算小齿轮传递的转矩

Ti=9.55X10XPi/n1=95.5X106X2.36/355.56=634000N•mm

3）选取齿宽系数©d=1

4）查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MP6/2

5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限（THlim1=520MPa打齿

轮的接触疲劳强度极限THlim2=340MPa

6）计算应力循环次数N_

N_1=60nijLh=60X355.56X1X（16X300X10）

=1.02X109

N_2=N.1/i=1.02X109/2.9仁3.52X108

7）取接触疲劳寿命系数Khn=1.0Khn=1.0

8）计算解除疲劳许用应力。

取失效概率为1%安全系数S=1.0

[tH11=KhntHiim1/S=1.0X520/1.0Mpa

=520Mpa

[TH]2=KhN2THlim2/S=1.0X340/1.0Mpa

=340Mpa

⑵计算

1）试算小齿轮分度圆直径dd1,代入[TH]较小的值

dd1>[2004K「LV聲鞏）]1/3

=73.89mm

2）计算圆周速度V。

v=ndd1n/（60X1000）=3.14X73.89X355.56/（60X1000）=1.37m/s

3）计算齿宽bo

b=©dd1=1X73.89mm=73.89mm

4）计算齿宽与齿高之比b/ho

模数：

m=dZ1=73.89/24=3.08mm

齿高：

h=2.25m=2.25X3.08=6.93mm

b/h=10.66

5）计算载荷系数。

根据v=1.37m/s,7级精度，查得动载荷系数KV=1.03;

直齿轮，Kh=K=1:

查得Ka=1.25

用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，=1.318

由b/h=10.66,尬=1.318查课本表得金=1.04:

故载荷系数

aHiimz1=520Mpa

aHlimZ2=340Mpa

N_1=1.02X109

N_2=3.52X108

Khn1=1.0

Khn2=1.0

[th]1=520Mpa

[th]2=340Mpa

d1=73.89mm

m=2.5mm

K=KAXKvXKdaX畑=1.25X1.15X1.04X1.0=1.50

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）

1/31/3

d1=d1t（K/Kt）=73.89X（1.5/1.3）=77.50mm

7）计算模数mm=d1/z1=77.50/24=3.23mm

3.按齿根弯曲强度设计

由课本得弯曲强度的设计公式

m>[2kT；LY^]1/3

4dz1[6]

（1）确定公式内的各计算数值

1）

YFa1=2.65

Ysa1=1.58

YFa2=2.24

Ysa2=1.75

由课本查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（7FE=380MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限7FE2=320MPa

2）由课本取弯曲疲劳寿命系数&n1=0.92Kfn=0.94

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本得

[7f]1=Kfn17fe1/S=0.92X380/1.4=249.71MPa

[7f]2=Kfn27FE2/S=0.94X320/1.4=214.86MPa

4）计算载荷系数K

K=KaXKvXK：

aX冷=1.25X1.15X1X1.04=1.495

5）取齿形系数。

由课本查得YFa1=2.65YFa2=2.24

6）

m>3.92mm

查取应力校正系数

由课本表查得YSa1=1.58YSa2=1.75

7）计算大、小齿轮的WaYsa/[7f]

YFa1Ysa1/[7f]1=2.65X1.58/249.71=0.01677

YFa2Ysa2/[7f]2=2.24X1.75/214.81=0.01824

大齿轮的数值大。

8）设计计算

m>[2X1.495X634000X0.01824/（1X242）]1/3=3.92mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接

触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.92并就近圆整为标准值m=4mm

按接触强度的的分度圆直径d1=77.50，算出小齿轮的齿数

Z1=d1/m=77.50/4=19.4=20

d1=80mmd2=232mma=156mmB=80mm

B1=85mm

大齿轮的齿数Z2=2.91X20=58

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径d1=z1m=2CX4=80mm

d2=z1m=58X4=232mm

（2）计算中心距a=（d1+d2）/2=232/2=156mm

（3）计算齿轮宽度b=6dd1=1X80=80mr取B2=80mm,B=85mm

2、轴的结构设计

（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，齿轮右端由轴肩定位，左端用套筒轴向固定，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，采用过渡配合固定，结构方案如下图。

高速轴的结构方案图：

初算轴径

d>20.90mm

V型带轮安装段

d1=22mm

L1=63mm

润滑密封段

d2=26mm

L2=45.5mm

2）、确定轴各段直径和长度

按从左到右，顺序排列各个轴直径段的序号，以此为①段、②段…

1段：

V型皮带轮安装段

该段安装v型皮带轮，在各轴段中直径最小。

考虑结构尺寸等因素，取直径为：

d仁22mm。

（大于按扭矩计算之轴颈）可计算带轮宽度B:

Bmin=（z-1）e+2fmin=（4-1）X15+29=63mm，选取B=64mm考虑到轴端挡圈的安装，此段轴长度取L仁63mm

轴与带轮由平键连接，轴上A型平键键槽：

宽b=6mm，深t=3.5mm。

轴头倒角C=1.0X45°长L=60mm.

2段：

润滑密封段

带轮安装处的轴肩单边高为：

h=（0.07-0.1）>22=1.54-2.2倒角径向单边值：

c=1.0mm

因而与其靠近的润滑密封段直径为：

d2=d1+2h=22+>（1.54-2.2）=26mm

该段轴位置处于安装带毛毡圈密封的轴承盖中，因d2为26mm并非是毡

圈密圭寸轴径的标准尺寸，因而可参考毛毡圈密圭寸标准尺寸d2=25mm来设计。

毛毡圈宽度定可为b=7mm，轴承盖的密圭寸处宽度为B=12mm，轴承盖内端顶轴承外环的凸台宽度为t=10mm。

从皮带轮端面到轴承盖的空间

S=9.5mn安装轴承的轴头伸出轴承1mm。

考虑到螺钉头及预留空间长度j=15mm，所以该段轴长度为：

L2=B+t+S1+j=12+10+9.5-1+15=45.5mm

3段：

滚动轴承安装段

初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm装轴承的轴颈倒角为1M5,轴承宽度为b=17mm,外径为D=72mm。

额定动负荷：

25500N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：

W=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：

Y=8mm。

考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，

故该段轴长度为：

L3=b轴承+1=17+仁18mm,

4段：

齿轮左端轴承台阶段

该段直径d4=41mm，单边轴肩取h=（d4-d3）/2=（41-35）/2=3mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用，使用深沟轴承，轴承内部轴向力很小，因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm，该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响，因跨度值现定为70mm。

故有:

L4=50-轴承宽/2-齿宽/2=50-17/2-85/2=19mm

5齿轮所在段

该段长为齿轮宽度，因齿轮与轴为一体，故该段轴的直径有齿轮外圆、分度圆和齿根圆，齿根圆的直径不能小于d4和d6。

齿顶圆直径d5=82mm，现齿根圆直径De=73mm

故De>d4（d6）。

6段：

齿轮右端轴承台肩段

该段直径d4=41mm，单边轴肩取h=（d4-d3）/2=（41-35）/2=3mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用，使用深沟轴承，轴承内部轴向力很小，因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm。

该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响，因跨度值现定为70mm,故有:

L4=50-轴承宽/2-齿宽/2=70-17/2-85/2=19mm

7段：

右轴承安装段

初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm,装轴承的轴颈倒角为1X45,轴承宽度为：

b=17mm，外径为：

D=72mm。

额定动负荷：

25500N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：

W=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：

Y=8mm。

考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，

故该段轴长度为：

L7=b轴承+1=17+仁18mm

设计结构尺寸时应注意以下细节：

1、处于轴承孔中的轴长度比轴承宽度大1,这样可以避免轴端部倒角减少其与轴承内孔的接触长度。

2、处于带轮孔中的轴长度比带轮宽度小1,这样便于用轴端挡圈使带轮轴向定位和夹紧。

3、处于齿轮安装孔中的轴长度比齿轮宽度小1,其目的是使左边套筒能

紧紧顶住齿轮左端面，使齿轮轴向定位和固定。

轴承：

6207

滚动轴承安装段

d3=35mm

L3=18mm

齿轮左轴承台阶段

d4=41mm

L4=19mm

齿轮所在段

d5=82mm

L5=85mm

齿轮右轴承台阶段

d5=41mm

L5=19mm

右轴承安装段

d7=35mmL7=18mm

V型A带轮安装段

d1=22mmL1=63mm

润滑密封段

d2=26mmL2=45.5mm左轴承安装段d3=35mm

L3=18mm左轴承右轴肩段

d4=41mmL4=19mm齿轮宽度段d5=82mm

具体结构见下页的高速轴的结构示意图：

平诞距越團l&ftHE动皤*

段

口.号

轴颈段名

轴颈

直

径代

号

轴颈

直

径尺

寸

颈代轴长度号

颈尺

轴长度寸