带式输送机设计说明书

（机械设计课程设计）设计说明书（带式输送机）起止日期： 2010 年 12 月 20 日至 2011 年 1 月 8 日学生姓名班级学号成绩指导教师(签字)机械工程学院2011年 1 月 8 日目录机械设计基础课程设计任务书 (1)一、传动方案的拟定及说明 (3)二、电动机的选择 (3)三、计算传动装置的运动和动力参数 (4)四、传动件的设计计算 (6)五、轴的设计计算 (15)六、滚动轴承的选择及计算 (23)七、键联接的选择及校核计算 (26)八、高速轴的疲劳强度校核 (27)九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 (30)十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 (31)十一.心得体会................... ................... . (32)十二.参考资料目录................... ................... (33)XX大学课程设计任务书2010—2011 学年第 1 学期学院（系、部）专业班级课程名称：机械设计课程设计设计题目：带式传动输送机完成期限：自 2010 年 12月 20 日至 2011 年 1 月 8 日共 3 周指导教师（签字）：年月日系（教研室）主任（签字）：年月日题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓名学号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图1）。

设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。

图2为参考传动方案。

二、课程设计的要求与数据已知条件：1．运输带工作拉力： F = 700 kN；2．运输带工作速度：v = 2.5 m/s；3．卷筒直径： D = 320 mm；4．使用寿命： 8年；5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。

三、课程设计应完成的工作1．减速器装配图1张；2．零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3．设计说明书 1份。

：项目 电动机高速轴Ⅰ中间轴Ⅱ低速轴ⅢN 转速（r/min ） 1430 1430 105.21 149.25P 功率（kW ） 2.22.178 2.0704 1.9681转矩T(N •m)14.69 14.5454 48.794125.93i 传动比 1 3.532.722、齿轮传动设计 选择斜齿圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB 1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB 2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮1z =24，则2z =2i 1z ，2z =24⨯3.529=84.7，取2z =84并初步选定β＝14°确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.433c.由图10-26查得1a ε=0.78, 86.02=∂ε,则64.121=+=∂∂∂εεεd.计算小齿轮的转矩:m m 1045.141⋅⨯=N T 。

确定需用接触应力V=19.0m/s2d d =250mm”‘2451306.131162)88(252arccos2)(arccos211︒==⨯+⨯=+=azzmnβ（10）、计算大小齿轮分度圆直径:1d=mmmZn08.3206.13cos1=︒2d=mmmZn93.11206.13cos2=（11）、确定齿宽m m08.3208.32112=⨯==dbaψ取m m40m m3512==BB，5）、结构设计。

（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),7 级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS大齿轮 45钢调质处理 HB2=240HBS2）、取小齿轮3z=24，则4z=3i*2Z=24*2.72= 65. 28 取4z=66，初步选定β＝14°3）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系HZ=2.433.c.由图10-26查得120.78,0.87,ααεε==βε=1.704K=2.0011d=46.22=1nm2mmcos13.0613.062︒==43333323325444442a24222 4.879102242N43.53224220F 846N cos cos15.14F 224215.14607N 22 1.259102132N 118.13213220F 804Ncos cos15.14F 213215t t n r a t t t n t t T F d F tg tg F tg tg T F d F tg tg F tg tg αββαββ︒︒⨯⨯===⋅⨯=====⨯=⨯⨯===⋅⨯=====⨯.14577N=1．高速轴Ⅰ设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr ，调质处理，查表15-31，取1070=A 2）初算轴的最小直径mm 254.131430718.2107d 330min =⨯=⋅≥n p A 高速轴Ⅰ为输入轴，因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大10%，min d =14.5794mm 。

由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取min d =20mm 高速轴工作简图如图(a)所示首先确定个段直径A 段：1d =20mm 有最小直径算出）B 段：2d =25mm ，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm 的C 段：3d =30mm ，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径=1n m 2.5mm 27z 3=80z 4=a 1=138mm1β“‘361514︒=3d =69.64mm4d =206.36mmmm75mm 7034==B B ，考虑相同的轴承减少安装难度，并且后面轴径要求较大以及与相配合轴承内径故取mind=30mm初选角接触球轴承7206C轴Ⅱ的设计图如下：首先，确定各段的直径A段:1d=30mm,与轴承（角接触球轴承7206C）配合F段：6d=30mm，与轴承（角接触球轴承7206C）配合E段：5d=35mm，非定位轴肩B段：2d=37mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C段：3d=43.53mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：4d=37mm, 定位轴肩然后确定各段距离：A段：1L=30mm, 考虑轴承（角接触球轴承7206C）宽度与挡油盘的长度B段：2L=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：3L=50mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：5L=33mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）F段：6L=31mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：4L=8mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=L=290mm128mm减去已知长度得出3、轴Ⅲ的设计计算输入功率P=1.9681KW,转速n =149.258r/min,T=125.93N*m轴的材料选用40Cr（调质），可由表4-2查得C=90所以轴的直径:mind3nPC=21.26mm。

因为轴上有两个键槽，故最小直径加大10%，mind=23.386mm。

由表16-4(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为HL2轴孔的直径1d=25mm长度L=62mm轴Ⅲ设计图如下：首先，确定各轴段直径A段:1d=30mm, 与轴承（角接触球轴承7206C）配合B段:2d=35mm,非定位轴肩,h取5mmC段:3d=40mm,定位轴肩。

D段:4d=37mm, 非定位轴肩。

E段:5d=30mm, 与轴承（角接触球轴承7206C）配合F段:6d=25mm,按照齿轮的安装尺寸确定G段:7d=24mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段:1L=32mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸mind=30mmB 段: 2L =43mm ，齿轮齿宽减去2mm ，便于安装C 段: 3L =8mm, 轴环宽度，取圆整值 根据轴承（角接触球轴承7206C ）宽度需要D 段: 4L =55mm,由两轴承间距减去已知长度确定E 段: 5L =22mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸F 段: 6L =32mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G 段: 7L =52mm,联轴器孔长度轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知：r 894,336,208t a F N F N F N===设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：12392mm 94mm L 42mmL L ===，由材料力学知识可求得水平支反力:1247.03NH F N =min d =45mm支座反力：12121099,200813.54533.54NH NH F N F N F F ===-=求相应弯矩转矩 合成弯矩 +Y M 方向弯矩()111121112222322333:634.5mm,:1320.7511349.465216038:1113211.3552A r a L M F L N L M F L L N mm dM F N mmM F L N mmdL M F N mm =⨯=-⋅=⨯+=-⋅=⨯=⋅=⨯=⋅=⨯=⋅，Z M 方向求矩()111121112:51653mm,:90015.3NH NH L M F L N L M F L L N mm =⨯=-⋅=⨯+=-⋅：求扭矩：21232348841.225.244.095.2t t d T F N mm dT F N mm=⨯==⨯=mm 65013113670321⋅===N M N F N F H NH NHca σ=14.49MPa所以得危险截面在C 处[]3222233212.8246Z Y M M M M T MPa MPad σσπ=+=+=<=⨯符合强度条件!第三根轴: 求轴上载荷已知：NF N F N F a t 577,804,2132r ===设该齿轮齿向是右旋，受力如图：12368mm 92.5mm 37.5mmL L L ===， 由材料力学知识可求得mm8552mm,148595176,24462121⋅-=⋅===N M N M NF N F H H NH NHmmN M mm N M mm N M N M ⋅=⋅=⋅=⋅=1217443365176472mm,158944321，ca σ =5.98MPa3．2轴处齿轮的键校核采用键A ，b ×h ×L=10×8×33 单键[]522 4.8791023.1040MPa 43233T P Mpa P KLD ⨯⨯===<=⨯⨯满足设计要求 2）3轴齿轮连接处采用A 型键A 40810⨯⨯=⨯⨯L h b 单键[]522 1.2591044.944035T P P Mpa kld ⨯⨯=≤==⨯⨯ 满足设计要求工作轴四上的键校核1：根据所选联轴器选择键的大小 108504000b h l ⨯⨯=⨯⨯= 利用公式得：352102 1.2221040.7345030T P MPa kld ⨯⨯⨯===⨯⨯满足要求，合格八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下：（1）判断危险截面在A-B 轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B 内均无需疲劳强度校核。