《机械设计课程设计》带式输送机和总装图设计

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计算及说明 一、传动方案的分析 结 果 根据各自的情况对传动方案的选择做适当的文字描述。 一、 传动方案 1） 2） 二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能外传动为V带传动。 减速器为单级展开式圆柱齿轮减速器。 v= m/s; D= mm; Nw= r/min 减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部 分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一 边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工 Pw= Kw 二、电动机的选择 文字描述 已知卷筒直径D= 450mm，运输带的有效拉力F= 2200N，运输带速度v= 页 第1

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1.8m/s，卷筒效率为0.96，每日工作时数为24小时，传动工作年限为5年。选择合适的电动机。 . Pw=Fμ/1000ηw 1、 选择电动机的类型 由已知的工作条件及要求，选择Y型全封闭的笼型 三相异步电动机 Pd= Fμ/1000ηw Pd4.77kw nw2、选择电动机功率 （1）工作机所需的电动机输出功率为 Pd=Pw/η . Pw=Fμ/1000ηw 所以 Pd= Fμ/1000ηw （2）传动装置的总功率： = 458~1528 r/min ?总=η1×η22×η3×η4×η5×η6 分式中，?1,?2?别为带传动、齿轮传动、联州器、卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。。取η1= 0.96 、η2=0.99 、η3=0.97 、η4=0.97 、η5=0.98 、η6=0.96 ?总=0.96×0.992×0.97×0.98×0.97×0.96＝0.83 所以 Pd= Fμ/1000ηw=0.99×0.992×0.97×0.98×0.97×0.96=4.77kw 2、 确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为 nw=60×1000×μ/（πD）=(6~20) ×76.4 = 458~1528 r/min 附表8.1查出有三种适用电动机型号,其技术参数及传动比的比较情况见下表: 方案 电动机型额定功率电动机转速传动装置的传动比 号 Ped/KW /(r/min) 同步满载总传带 转速 转速 动比 1 Y160M1-8 4 750 720 9.42 3 3.14 齿轮 页 第2

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2 3 Y132M1-6 4 Y112M-4 4 1000 960 12.57 2.8 4.5 5.385 1500 1410 18.85 3.5 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：方案1的电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因为转速过低，导致传动装置尺寸较大。方案3电动机转速较高，但总传动比大，传动动尺寸较大。所以，方案2比较适合。 设计结果： 电动机型号:Y132M-6 额定功率:4 同步转速:1000 满载转速:960 总传动比:12.57 带:2.8 齿轮:4.5 计算及说明 结 果 Ⅰ轴： n1=343r/min Ⅱ轴： n2=142.9 r/min Ⅲ轴： n3=79.4 r/min Ⅰ轴：p1=4.14kw Ⅱ轴：三. 传动装置的运动和动力参数 文字描述 为进行传件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩。按照电动机设计的参数及工作的运动传递推算各轴的运动和动力参数。参考文献图2.2的带式运输机传动简图说明。 p2=3.94kw 1、 各轴转速： n960Ⅰ轴： n1 =i=2.8=343r/min Ⅲ轴：p3=3.67kw 卷筒轴：pw=3.45kw 页 第3

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n1343i12=1422.4.=142.9 r/min Ⅱ轴： n2=n91.8.9=79.4 r/min Ⅲ轴： n3=n3=142∴卷筒轴：nw=n3=1.8=79.4 r/min 式中：n为电动机满载转速，单位为r/min；Ⅰ为高速轴 Ⅲ为低速轴；i为电动机的传动比。 m Ⅰ轴：T1= 115.3N·m Ⅱ轴：T2= 7=283.1 N·m Ⅲ轴：T3= 441.1N·M 卷筒轴：Tw=414.99N·m 2、 各轴的输入功率： Ⅰ轴：p1=p·η01=4.3125×0.96=4.14kw dⅡ轴：p2=p1·ηⅢ轴：p3=p2·η 12=4.14×0.992×0.97=3.94kw =3.94×0.99×0.97×0.97=3.67kw 3423 卷筒轴：pw=p3·η=3.67×0.98×0.96=3.45kw 式中Pd为电动机的输出功率，η为传动效率。 3、 各轴输入转矩： Td4.3125计算电动机轴的输入转矩T: dT=9550nm=960N·m×9550=42.9N·m dⅠ轴：T1=T·i·ηⅡ轴：T2=T·i·η11d00112=42.9×2.8×0.96=115.3N·m =115.3×2.4×0.992×0.97=283.1 N·m ·η344Ⅲ轴：T3= T2·i2·η3=263.1×1.8×0.99×0.97×0.97=441.1N·M 卷筒轴：Tw= T2·i3·η=441.1×1×0.98×0.96=414.99N·m 式中T为输入转矩，Td为电动机的输出转矩；单位为N·m 设计结果 运动和动参数的计算结果如下表： 轴名 参数 转速 电动机1轴 轴 960 343 142.9 79.4 2轴 3轴 卷筒轴 79.4 页 第4

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输入功率n/（r/min） 4.3125 输入转矩p/kw 42.9 4.14 115.3 2.4 0.95 3.94 263.1 1.8 0.93 3.67 3.45 441.1 414.99 1 0.91 结 果 Pc= =7.7KW 转动比T/（N·m） 2.8 效率n 0.96 计算及说明 四、带传动设计 ld=3550 mm amin= 1484mm 文字描述 1、确定计算功率P 参考机械设计书P30表8-21得Ka=1.4 P=Kap=1.4×5.5=7.7KW ca1==169.6° Z=3 N=194 dd1=125mm dd2=375mm 5.7KW 2、选取普通V带型号 根据Pc=7.7KW n1=960r／min (参考机械书P131图8.1) 选择B型普通V带 3、确定带轮基准直径dd1 dd2 11根据表8.6和图8.12选取dn=140mm且dd1=140mm>d=112mm 960大带轮基准直径为dd2=n2dd1=305×140mm=393.4mm dd2选取标准值按表8.3 dd2=375mm则实际传动比从动轮的实际转速分别为 375 i=dd1=125=2.68 n=n1／i=960÷2.68r／min=320r／min 从动轮的转速误差率为： 320?305305×100％=4.9％ 在5.5％的范围内，所以是在容许值内，方案所选择的是合理的。 4、验带速v 页 第5

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π*125*960V=6*1000=60*1000=6.28m／s πddn1 带速在5—25m／s 范围内所以是在容许值内，方案所选择的是合理的。 5、确定带的基准长度ld和实际中心距按结构设计要求初定中心矩为a 0.7（dd1+dd2≤a0≤）2(dd1+dd2)=0.7×515≤a≤2×515=360.5≤a0≤1030 根据具体结构要求初定中心距为800mm dd2.ddππ（375?140）1所以lμ=2a0+2(dd1+dd2)+(4a)2=2×800+2(140+375)+4?800 2=3795.4mm 由文献8.4选取长度ld=3550 mm 2500?2425.8mm202由实际中心距a为a=a+=(800+=837mm ld?l0中心距的变化范围为：amin=a-0.015Ld=(837-0.015×2500)mm=1324.3mm amax=a+0.03Ld=(837+0.03×2500)mm=1484mm 6、校验d带轮包角a a1=180°-dd1?dd1375?125?57.3°=169.6°>120 ?57.3°=180°-1377.51a7、确定带根数Z pcpc?Z≥p0p0?p0 1=140mm n1=960r／mm 根据文献表8.10 所以根据1dd.67?1.441.44KW980?8000p=1.82+=1.68kw 1由0=kbw1(1-ki)解得功率增量为 由表8.18查得kb=2.6494×10 3 根据传动比i=2.86,查表8.19得ki=1.1373,则4p0=2.6494×10-3×960×1(1-1.1373)=0.31kw 5.68.4得带传动修正kl=1.03由图2.11查得包角率为 ka=0.96 得由表Z=(2.1?0.31×0.96×1.03=2.35 Z=3 页 第6

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8、求初拉力F0及带轮上的压力F0 由表8.6得q=0.17kg／m 500pa2.5 根据V带的拉力为 F0Z（0.98－1）+9V2 =244.42N 由Fa a .59==2F0Zsin 得 F168=2×213.46×3sin2N=1945.7KW a1Z 设计结果: 选用3根B-3550GB／T11544-1997V带中心距a=1377.5mm 带轮直径dd1=125mm dd2=375mm 轴上Fa=1945.7N 计算及说明 结 果 m小=25 m大=100 Ψ=1 Z=100 105 T1= [N]1=1 [N]2=1.06 =582.4Mpa [ζH1] =582.4Mpa [ζH2] =612.2Mpa d1=75mm d2= =300mm b=82.5mm 经圆整后取b2=85 b1=187.5mm 五、齿轮传动设计 文字描述 1、选择齿轮材料 大齿轮：参考文献P179材料选择为优质碳素钢，45#正火，169~217HBS, 强度极限为580ζB/MPa，屈服极限为290ζB/MPa，运用于低速轻载环境。 小齿轮：参考文献P179材料选择为优质碳素钢，45#热处理为调质硬质，217~255HBS, 强度极限为650ζB/MPa，屈服极限为360ζB/MPa，运用于低速轻载环境。 2、设计m和d1 页 第7

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d1≥76.43·3kT(D?1)24dm[σH]Yf1=2.65， Yf2=2.18 Ys1?=4 k=参考文献得，m小=25 m大=100 Ψ=1 Z=100 =1.59，?10则 T1=9.55*106?1=9.55*106*9.55=105 Ys2=1.80 ζζflim=210Mpa =190Mpa 3、[σH]的确定 由文献P181图10.24 C调质钢和铸钢得： [ζH1]为碳质钢正火 所以取 [ζH1]为57（小齿） [ζH2]为碳调质 所以[ζH2]=540~550 N1（寿命时间）见文献表P180表10.10图； 根据实际情况SH为3535HBS>35HS之间 即取SH=1~1 [N]1，[N]2的确定 N1=60njLh=60×305×1×﹙5×300×24﹚＝6. 588×10 N18N2=i=1.647×10 根据文献P183表10.27 [N]1=1 [N]2=1.06 [N1]?Hlim1.04?5601 [ζH1]==582.4Mpa [N2]?SHHlim=1.1?5401SH[ζH2]= ==612.2Mpa 8flim2sf=1.3 Ynt1=Ynt2=0.9 [ζf1]=179Mpa [ζf2]=132Mpa v =1.20m/s 即： 故： 3d1≥76.43·kT1(u?1)4du[σH]2=65.8mm d165.8m=?1=25=2.63mm 故： 由文献表10.3取标准模数m=3 计算主要尺寸： 页 第8

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d1=mz1=3×25=75mm d2=mz2=3×100=300mm b=4d×d1=1.1×75=82.5mm 经圆整后取b2=85 2 b1= b＋5=85＋5=90mm 1 a=2m（z1+z2）=187.5mm 按齿根弯曲疲劳强度校核： 由文献10.24得出ζf≤【ζf】则校核合格 设计结果： ①齿形系数Yf 参考文献10.13得Yf1=2.65，Yf2=2.18 ②应力修正系数Ys 参考文献10.14得Ys1=1.59，Ys2=1.80 ③许用弯应力【ζf】 flim由文献图10.25查得ζ=210Mpa ζflim2=190Mpa 由文献图10.10查得sf=1.3 由文献图10.24查得Ynt1=Ynt2=0.9 由式(10.24)可得[ζ[ζf2]=132Mpa f1]=179Mpa 2kt12?1.1?1.6?1052bmz1YfYS=85?32?25×2.65×1.59=179Mpa f1故：ζ=YF2YS2 ζf2=ζf1YF1YS12.18?1.80=78×2.65?1.59=73Mpa＜[ζf2]=132Mp 齿根弯曲强度校验合格。 页 第9

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验算齿轮的圆周速度V ??75?305v=60?1000=1.20m/s 由文献表10.22可知8级精度是合适的。

计算及说明 结 果 主动轴：b=10mm h=8mm L=45mm l=35mm 从动轴：b’=14mm a’=9mm L’=50mm v=36mm 【La】 =3600h P=13196 六、联轴器、滚动轴承、键联接的选择 1. 键的选择： 类型：选择普通平键A型（根据轴承与齿轮的联系能更好保证可靠性）。 主要尺寸：参考文献表14-8得： 主动轴：b=10mm h=8mm L=45mm l=35mm 从动轴：b’=14mm a’=9mm L’=50mm v=36mm 校核挤压强度，参考文献14-9得键连接的作用挤压【б主动轴： JYC =7238N LI0H =44036h 轴孔直径d=40mm，连轴孔长度l=25mm工称直径448.9N·m 】=100~120mpa б从动轴： JY=4T14*114.4*10*10*10= mpa=46.7mpa≤【бdhl35*8*35JY】 】 4T24*477.2*10*10*10 бJY==mpa=117.8≤【бd'h'l'50*9*36键的连接的许用应力校核合格。 JY2、 轴的选择 根据前章节的设计情况主动轴d=30mm转速n=360r/min（对应齿轮）F1=2776N 页 第10

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F2=243N 从动轴直径d′=45mm 连速n′=76.4r/min（对应齿轮Fr′=7720N） Fn′=226N Z轴承预期且寿命【La】=24×5×300=3600h （1） 求当量动载P，根据文献15-1，得P=fp=(xfr+yfg) 查文献15-2得fp=1.2用试计算根据文献表15-13暂取： fncor=0.11则e=0.3由Fa/Fr=266/Tpa=0.29 参考文献表15.3得x=0.56 x=1.45 则P=13196 （2） 计算所要求的咨询额定动载值： C=6*76.4P13196=·（×3600）N=7238N 1106ft（3） 轴承的型号选择： 根据d=36mm，选得6210轴承及有关数据选用轴承6210合适。 参考文献准则Cr=77500N ε=3 Ft=1 则LI0H=10*10*10*10*10*10fpl（）=44036h 60*rp由此可见轴的寿命轴承大于预期，所以所选的轴承合适。 3、连轴器的选择： （1）. 类型：选择弹性套销联轴器，用于从动轴与卷筒轴的选择，重量轻结构简单多用于冲载较小，频率适用，小动率传动中。 设计结果： 主要尺寸：轴孔直径d=40mm，连轴孔长度l=25mm工称直径448.9N·m 应选择【T】型号。 计算及说明 结 果 七. 减速器附件的选择 页 第11

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设计结果： 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座低凸缘厚度 符号 齿轮减速器 δ δ1 b1 b b2 df n 0.025a+1mm≥8mm 0.02a+1mm≥8mm 1.58 1.58 2.58 0.036a+12mm a>500时 0.75df （0.5~0.6）df 150~200 （0.4~0.5）df (0.3~0.4)df (0.7~0.8)d2 尺寸/mm 8.03125 12.25 18.375 12.046 20.078 32.25 n=8 24.1875 16.125~19.35 12.9~16.125 9.675~12.9 12.6~14.4 34 34 34 30 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁边接螺栓直d1 径 盖与座连接螺栓直d2 径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径 ι d3 d4 d df，d1，d2至外箱壁距C1 离 df，d1，d2至凸缘边缘距离 C2 轴承旁凸台半径 R1 凸台高度 h 页 第12

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外箱壁至轴承座端面的距离 齿轮顶圆（涡轮外圆）与内箱壁的距离 ι1 >1.28 >8 73~78 >9.6375 >8.03125 Δ1 齿轮（锥齿轮或涡Δ2 轮） 端面与内箱间的距离 箱盖,箱底肋厚 轴承端盖外径 m1 m2 m1≈0.858 m2≈0.858 D2 D+（5~5.5）d3 S=D2 计算及说明 10.4125 6.826 结 果 轴承旁连接螺栓距S 离 八、润滑与密封 文字描述 ⒈润滑方式：浸油润滑 原理：减速箱内部为复杂的齿轮等啮合连接，其材料为钢体。工作是易发热造成齿轮磨损较大，寿命时间减少，效率降低因此浸油式有效地给油充足，可靠。 ⒊润滑油的选择：液压油 用途：用于机床和其他设备的低压齿轮泵，也可以用于使用其他抗氧防锈型润滑油的机械设备（如轴承和齿轮等） 密封方式：静密封 垫片金属 静密封较简单。而减速箱内齿轮间啮合运动，轴承等运动方式复杂，当两密封件之间无相对运动时，箱盖与箱件间可以涂密封胶，防止漏油想象。 设计结果： 齿轮采用油浴润滑装置润滑，查课本表2.1 选用全损耗系统用油（GB 443—89）L–AN22 页 第13

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轴承采用脂润滑手工润滑装置润滑，查课本表2.2 选用钙基润滑脂（GB491—87 ）L–XAAMHA4 设计小结

在这次单级减速器的设计中，但是我从中学到了更多的知识，虽然很多细节的东西的还是理解得不够透彻，但是更深入了解到这么课的重要性。我在这过程中遇到了种种没有预料到的困难。当自己一步一步得分析，弄懂，我感觉有很大的成就感，通过数字给出的数据完成自己的任务，虽然已经完成任务，从中，我认识到了自己的严重不足，我要更加的努力学习更多更有用的东西。

我要非常感谢老师的教导，自己才能获得这么多的专业知识，虽然自己所学的知识相对于自己的专业来说还是不够的，但是我想，以后的实践中我是有一定基础的，我会以更快的速度得到更多的知识的。

参考资料

1、陈立德 《机械设计基础》 高等教育出版社（第二版）2004.7北京

2、陈立德 《机械设计基础课程设计指导书》（第二版） 高等教育出版社2004.6北京

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/ydix.html