铸钢车间型砂传送带传送装置设计

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1、 《机械设计》课程设计说明书 殷伟琦 051506121 设 计 计 算 及 说 明 结 果 一 设计任务书 1.1 题目：铸钢车间型砂传送带传送装置设计 1.2 任务： （1）减速器装配图（0号）……………… 1张 （2）低速轴零件图（2号）……………… 1张 （3）低速级大齿轮零件图（2号）……… 1张 （4）设计计算说明书……………………… 1份 （9）草图…………………………………… 1份 1.3 传动方案： 图（1）传动方案示意图 1——电动机 2——V带传动 3——展开式双级

2、齿轮减速器 4——连轴器 5——底座 6——传送带鼓轮 7——传送带 (各轴代号见第六页) 1.4 设计参数： （1）传送速度 V= 0.7 m/s （2）鼓轮直径 D= 300 mm （3）鼓轮轴所需扭矩 T=900Nm 1.5 其它条件： 工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为8年(年工作日300天)、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。 二．传动方案简述 2.1 传动方案说明 2.1.1 将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时

3、，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。 2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。 2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。 综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。 2.2

4、 电动机的选择 2.2.1电动机类型和结构型式 根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。 2.2.2 选择电动机容量 (1)工作机所需功率Pw 工作机所需功率及所需的转

5、速 <由[2 ] P7式（2-1）> kw <由[2 ]P7式（2-3）> r/min r/min kw 式中： V ---传送速度; D ---鼓轮直径; T---鼓轮轴所需的功率 (2) 由电动机至工作机的总效率 h <由[2 ] P7 式（2-5）> <由[2 ] P7表2-4> 带传动V带的效率——=0.94~0.97 取= 0.95 一对滚动轴承的效率——=0.98~0.995 取= 0.99 一对齿轮传动的效率——=0.96~0.98 取= 0.97 联轴器的效率——=0.99~0.995

6、 取= 0.99 ∵ (3) 电动机所需的输出功率 KW (4) 确定电动机的额定功率Ped <由[2 ] P196表20-1> 又∵Ped> Pd 取 P ed= 5.5 kw 2.2.3 电动机额定转速的选择 < 由[2 ] P8式（2-6）> 式中: ---电动机转速; iv ---V带的传动比; ---高速齿轮的传动比 ---低速齿轮的传动比; ---工作机的转速 <由[2 ] P4表2-1>展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 =9~36 推荐V带传动比 =2~4 ∴

7、 = 802.62~6420.96 r/min 2.2.4 确定电动机的型号 一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。 初选方案： <由[2 ] P196表20-1> 电动机型号 额定功率 kw 同步转速 r/min 最大转矩 额定转矩 满载转速 r/min 质量 kg Y132S-4 5.5 1500 2.3 1440 68 2.2.5 电动机的主要参数 （1） 电动机的主要技术数据 电动机型号 额定 功率 kw 同步转速 r/min 最大 转矩 额定

8、 转矩 满载 转速 r/min 质量 kg Y132S-4 5.5 1500 2.3 1440 68 （2）电动机的外形示意图 Y型三相异步电动机 （3）电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y132S 型号 尺 寸 H A B C D E FGD G AD AC HD L 132 21

9、6 140 89 38 80 108 33 210 135 315 475 2.3 总传动比的确定及各级传动比的分配 2.3.1 理论总传动比 nm : 电动机满载转速 2.3.2 各级传动比的分配 (1)V带传动的理论传动比 初取2.33 （由[2 ] P4表2-1） (2)两级齿轮传动的传动比 (3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配 取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞

10、。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求d2 l - d2h≈20～30 mm。 （由[2 ] P9图2-2） 取 ，又∵ ∴4.37， 2.4 各轴转速，转矩与输入功率 2.4.1 各轴理论转速 设定：电动机轴为0轴， 高速轴为Ⅰ轴，图（1）左侧 中间轴为Ⅱ轴，图（1）中间 低速轴为Ⅲ轴，图（1）右侧 联轴器为IV轴

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37、(1)电动机 r/min (2)Ⅰ轴 r/mim (3)Π轴 r/min (4)Ⅲ轴 r/min 2.4.2 各轴的输入功率

38、 (1)电动机 kw (2)Ⅰ轴 kw (3)Π轴 kw (4)Ⅲ轴 kw 2.4.3 各轴的理论转矩 (1)电动机 (2)Ⅰ轴 Nmm (3)Π轴 Nmm (4)Ⅲ轴 = Nmm 2.4.4各轴运动和动力参数汇总表 轴号 理论转速（r/min） 输入功率（kw） 输入转矩(Nmm) 传动比 电动轴 1440 5.5 3.648104 4.33 第I轴 618 5.225 8.074104 4.37 第II轴 141 5.018 3.3987105 3.17 第III轴 44 4.818

39、 10.457105 三、传动设计 3.1 V带传动设计 3.1.1 原始数据 电动机功率—— kw 电动机转速—— r/min V带理论传动比——2.33 单向运转、双班制、工作机为带式运输机 3.1.2 设计计算 （1） 确定计算功率Pca Pca =KAPd 根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机， <由[1]P156表8-7> 查得工作系数KA=1.2 Pca =KAPd=1.25.5= 6.6 kw （2）选取普通V带带型 根据Pca，nd确定选用普通V带B型。 （由[1]P157图8-11） （3）确定带轮基

40、准直径 dd1和dd2 a. 初选 小带轮基准直径=140mm b．验算带速 5m/s< V <20m/s m/s 5m/s 圆整dd2 =355 mm （4）确定普V带的基准长度和传动中心距 根据0.7（dd1+dd2）< a 0< 2（dd1+dd2） 346.5mm< a 0<990mm 初步确定中心距 a 0 = 500mm Ld’ = = =1800.66mm <根据[1]P147表8-2> 取Ld = 1

41、800 mm 计算实际中心距a （5）验算主轮上的包角 <由[1]P148式(8-6)> = ∴ 主动轮上的包角合适 （6）计算V带的根数Z <由[1]P158式(8-22)> 得 P0 —— 基本额定功率 <由[1]P152表8-4a> 得P0=2.81 P0——额定功率的增量 <由[1]P153表8-4b> P0=0.46 ——包角修正系数 <由[1]P155表8-5> 得=0.93 ——长度系数 <由[1] P146表8-2> 得=0.95 ∴= =2.28 取Z=3根 （7）计算预紧力 F0

42、<由[1]P158式(8-27)> 得 q——V带单位长度质量 <由P147[1] 表8-3> q=0.10 kg/m = =187 N 应使带的实际出拉力 （8）计算作用在轴上的压轴力FP <由式[1] P158(8-24)> 得 =1095 N 3.1.4带传动主要参数汇总表 带型 Ld mm Z dd1 mm dd2 mm a mm F0 N FP N A 1800 3 140 355 500 187 1095 3.1.3 带轮材料及结构 （1）带轮的材料 带轮的材

43、料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200 ( 2 ) 带轮的结构 带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型B型 小带轮结构图 大带轮结构图 3.2 高速级齿轮传动设计 3.2.1原始数据 输入转矩——= Nmm 小齿轮转速——=618 r/min 齿数比——μ= 由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为8年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为260天） 3.2.2设计计算 一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；

44、 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=220 接触疲劳强度极限MPa （由[1]P209图10-21d） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由[1]P209图10-20c） 大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=190 接触疲劳强度极限 MPa （由[1] P209图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由[1] P209图10-20b） 4初选小齿轮齿数 大齿轮齿数Z2 = Z1= 244.37=104.88取105 5初选螺旋角

45、 二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由[1]P218式10-21） 1． 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数 小齿轮传递的转矩 Nmm 齿宽系数 （由[1]P156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由[1]P201表10-6） 区域系数 （由[1] P217图10-30） ， （由[1]P215 图10-26） 应力循环次数 接触疲劳寿命系数 （由[1]P207图10-19） 接触疲劳许用应

46、力 取安全系数 ∴ 取 MPa 2． 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径 =62.0mm （2）计算圆周速度 2.0m/s （3）计算齿宽b及模数mnt mm b/h=10.97 （4）计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数 ① 使用系数 <由[1]P193表10-2> 根据电动机驱动得 ② 动载系数 <由[1]P210表10-8> 根据v=2.0m/s、 7级精度 ③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由[1]P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=

47、0.8、 mm，得 =1.291 ④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 <由[1]P198图10-13> 根据b/h=10.97、 ⑤ 齿向载荷分配系数、 <由[1]P195表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 ∴=11.11.41.291=1.988 （6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由[1]P204式(10-10a)> 三 按齿根弯曲强度设计 <由[1]P201式(10-5)> 1 确定计算参数 （1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 <由[1]P217图10-28

48、> 根据纵向重合系数，得 0.88 （3）弯曲疲劳系数KFN <由[1]P206图10-18> 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 <由[1]P205式(10-12)>得 （5）计算当量齿数ZV ， ， （6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα <由[1]P201表10-5> 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较 比较 < 所以大齿轮的数值大，故取0.0188。 2 计算 =1.85mm 四 分析对比计算结果 对比计算结果，取=2已可满足齿根弯曲强

49、度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=66.65mm来计算应有的 取33 取144 需满足、互质 五 几何尺寸计算 1 计算中心距阿a 将a圆整为182mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角β 3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2 67.864mm>66.65mm 296.136mm 4 计算齿轮宽度b =54.29mm 圆整后 55mm 60 mm 六 验算 < 100N /mm 与初设相符 设计符合要求 3.3 低速级齿轮传动设计 3.

50、3.1原始数据 输入转矩——= Nmm 小齿轮转速——=141 r/min 齿数比——μ= 由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为8年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为260天） 3.3.2设计计算 一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮； 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=220 接触疲劳强度极限MPa （由[1]P209图10-21d） 弯曲疲劳强度极限 Mpa

51、 （由[1] P209图10-20c） 大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=190 接触疲劳强度极限 MPa （由[1] P209 图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由[1] P209图10-20b） 4初选小齿轮齿数 大齿轮齿数Z4= Z3= 283.17= 88.76取89 5初选螺旋角 二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由P218[1]式10-21） 1. 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数 小齿轮传递的转矩 Nmm 齿宽系数 （由[1]P

52、156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由[1]P201表10-6） 区域系数 （由[1]P217 图10-30） ， （由[1] P215图10-26） 应力循环次数 接触疲劳寿命系数 （由[1]P207图10-19） 接触疲劳许用应力 取安全系数 ∴ 取 MPa 2. 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径 =92.27mm （2）计算圆周速度 0.68 m/s （3）计算齿宽b及模数mnt mm b/h=73.8

53、2/7.2=10.25 （4）计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数 ① 使用系数 <由[1]P193表10-2> 根据电动机驱动得 ② 动载系数 <由[1]P210表10-8> 根据v=0. 77m/s 7级精度 ③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由[1]P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8 mm，得 =1.297 ④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 <由[1]P198图10-13> 根据b/h=10.25 ⑤ 齿向载荷分配系数、 <由[1]P195表10-3> 假设，根据7级精度，软

54、齿面传动，得 ∴=11.11.41.297=1.997 （6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由[1]P204式(10-10a)> 99.35mm 三 按齿根弯曲强度设计 <由[1]P201式(10-5)> 1 确定计算参数 （1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 <由[1]P217图10-28> 根据纵向重合系数，得 0.88 （3）弯曲疲劳系数KFN <由[1]P206图10-18> 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 <由[1]P205式(10-12)>得

55、 （5）计算当量齿数ZV ， ， （6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα <由[1]P201表10-5> 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较 比较 < 所以大齿轮的数值大，故取0.018。 2 计算 =2.67m 四 分析对比计算结果 对比计算结果，取=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=99.35mm来计算应有的 取33 取105 需满足、互质 五 几何尺寸计算 1 计算中心距阿a 将a圆整为213mm

56、 2 按圆整后的中心距修正螺旋角β 3 计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4 101.870mm 324.131mm 4 计算齿轮宽度b =81.5mm 圆整后 82mm 87mm 六 验算 < 100N/mm 与初设相符 设计符合要求 3.4 齿轮参数汇总表 高速级 齿轮 齿数 分度圆直径d (mm) da (mm) df (mm) 精度等级 Z1 33 67.864 71.849 62.848 7 Z2 144 296.136

57、 300.136 291.136 传动 传动比i 中心距a 模数mn 螺旋角β 计算齿宽b2(mm) 4.37 182 2 13.461 55 低速级 齿轮 齿数 分度圆直径d (mm) da (mm) df (mm) 精度等级 Z3 33 101.870 107.87 94.37 7 Z4 105 324.131 330.131 316.631 传动 传动比i 中心距a 模数mn 螺旋角β 计算齿宽b4(mm) 3.17 213 3 13.632 82 3.5 齿轮结构 参照[2]/P66表9-

58、2，齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用腹板式。 四. 轴及轮毂连接 4.1 低速轴的结构设计 4.1.1低速轴上的功率PⅢ、转速nⅢ、转矩TⅢ PⅢ=4.818kw nⅢ=44r/min TⅢ= Nmm 4.1.2估算轴的最小直径 低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 <由[1]P370表15-3> 取A 0 =110 由于需要考虑轴上的键槽放大, ∴d0 =55mm 段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传

59、送装置具有缓冲，吸振的特性。 因此选用弹性柱销联轴器。 <由[1]P353式（14-3）> 得： <由[1]P351表（14-1）> 得： 工作情况系数 ＝1.5 <由[2]P164表（17-4）> 得： 选用HL4型弹性柱销联轴器 HL4型弹性柱销联轴器主要参数为： 公称转矩Tn＝1250 Nmm 轴孔长度L=112 mm 孔径d1 =56 mm 联轴器外形示意图 联轴器外形及安装尺寸 型号 公称扭矩Nm 许用 转速r/min 轴孔直径mm 轴孔长度mm D mm 转动 惯量 kgm2 许用补偿量 轴向 径向 角向

60、 HL4 1250 2800 56 112 195 3.4 1.5 0.15 ≤030’ 4.1.3轴的结构设计(直径,长度来历) 一 低速轴的结构图 二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度 (1)Ⅰ—Ⅱ段与联轴器配合 取dI-II=56， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 取LI-II=112。 (2)为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ—Ⅱ段右侧设计定位轴肩， <由[2]P158表16-9>毡圈油封的轴径 取dII-III=65mm 由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定 取LII-III

61、=49。 (3)轴肩Ⅲ为非定位轴肩，<由[2]P14815-6初选角接触球轴承 取dIII-IV=70 考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度 取LIII-IV=32。 (4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸 取dIV-V =80m，LIV-V =79.5 (5)轴肩Ⅴ、Ⅵ为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径6—10mm, 且保证Δ≥10mm 取dV-VI=88mm，LV-VI=8mm (6)Ⅵ—Ⅶ段安装齿轮，由低速级大齿轮内径 取dVI-VII=75 考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位

62、。 取LVI-VII =80m。 (7)轴肩Ⅶ至Ⅷ间安装深沟球轴承为6314AC 取dVII-VIII =70m 根据箱体结构 取LVII-VIII=58 轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。 由[2]P119表（11-5），取轴端倒角1.545，各轴肩处圆角半径R=1.6mm 二、中速轴尺寸 （1）确定各轴段直径 d1=40mm d2 =50mm d3 = 60mm d4=107 mm d5=60mm d6= 40mm （2） 确定各轴段长度 L1=45mm L2=5

63、2mm L3=7.5mm L4=87mm L5=8mm L6=32mm 三、高速轴尺寸 （1）确定各轴段直径 d1=25mm d2 =32mm d3 =35mm d4=40 mm d5=71.849mm d6=40 mm d7=35mm (2)确定各轴段长度 L1=56mm L2=58mm L3=18mm L4=112mm L5=60mm L6=8mm L7=30mm 4.2 低速轴强度校核 4.2.1作用在齿轮上的力 4.2.2 计算轴上的载荷 载荷分析图 (1)垂直面

64、 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定 (2)水平面 (3) 总弯矩 从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表： 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=617.52N FNH2=3015.10N FNV1=2303.37N FNV2=4151.75N 弯矩M M H1 =3.37105Nmm M H2 =3.36105Nmm MV =3.36105 Nmm 总弯矩 M 1=4.76105 Nmm M 2=4.751

65、05Nmm 扭矩T TⅢ=Nmm 4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。 由[1]P362 表（15-1），得： 由[1]P374 式（15-5），取，轴的计算应力为： 4.3键联接强度校核 4.31低速轴齿轮的键联接 1 选择类型及尺寸 根据d =75mm，L’=80mm，<由[2]P140表（14-1）>， 选用A型，bh=2012，L=70mm 2 键的强度校核 (1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k l = L -b= 70-20=50mm k =

66、 0.5h = 6mm (2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa TⅢ = N.mm σp = [σp] 键安全合格 4.3.2 低速轴联轴器的键联接 1 选择类型及尺寸 根据d =56mm，L’=112mm，<由[2]P140表（14-1）>， 选用C型，bh=1610 L=110mm 2 键的强度校核 (1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k l = L–b/2= 102mm k = 0.5h =5 mm (2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， <由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa TⅢ = N.mm σp = [σp] 键安全合格 五. 轴承选择计算 5.1 减速器各轴所用轴承代号 普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用