胶带输送机卷筒传动装置设计

1、机械设计工程学课程设计说明书题目： 胶带输送机卷筒传动装置设计 学院： 机电工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化班级： 机械082 学号： 4 姓名： 艾彤彤 指导教师： 孙江 机电工程学院 2011年03月 10 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：胶带输送机卷筒传动装置二、工作条件：胶带运送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%。三、设计参数要求：输送带工作拉力F：2200N输送带工作速度

2、v：0.9 m/s卷筒直径D：300 mm四、设计内容：1、传动方案设计（包括传动方案的分析和拟定、电机选择与传动装置运动和动力参数计算）2、传动件的设计（如齿轮传动、蜗轮传动、带传动、链传动等）；3、轴的设计计算及校核；4、轴承选择和计算；5、键、联轴器的选择及校核；6、箱体的设计（主要结构尺寸的设计计算及说明）；7、润滑、密封结构设计及减速器附件选择；8、画减速器装配草图俯视图（尺规图A1张）；9、画减速器装配图（A0或A1，CAD图并打印）；10、画零件工作图（A3图2张）；11、编写计算说明书。五、应交技术文档： 1、设计计算说明书1份（打印并提交*.doc电子文件） 2、装配草图1张

3、（尺规图） 3、装配图张、零件图2张（打印并交 * . dwg电子文件）六、时间安排：2011.2.212011.2.22: 课程设计任务布置及传动装置的总体设计2011.2.232011.2.24: 零件设计计算2011.2.252011.3.05 ：装配图绘制2011.3.062011.3.08 ：零件图绘制2011.3.092011.3.11 ：设计说明书撰写及答辩班 级 机械082 学 号 4 学生姓名 艾彤彤 发放日期 2011.2.21 指导教师 孙江 完成日期 2011.3 目 录一传动方案的确定4二电动机的选择5-6三传动装置的运动和动力参数的计算7-8四、V带的设计9-10五

4、、齿轮的设计计算11-14六、轴的设计计算 15-16七、轴承的设计计算17八、键联接的设计及校核18-19九、轴的校核 20-24十、轴承的校核25-26十一、减速器尺寸设计表及附件选择 27十二、润滑与密封28十三、小结与附录29 一、传动方案的确定1）工作条件：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为%。 2）原始数据：输送带工作拉力F=2200N，带速V=0.9m/s，滚筒直径D=300mm 二、电动机的选择 设计内容、计算及说明结果1选择电动机（1）选择电

5、动机类型按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）确定电动机功率 工作装置所需功率按课程设计书P17页式（2-2）计算 =kw 式中， ，工作装置的效率本装置考虑胶带卷筒及其轴承的效率取。代入上式得： = 电动机的输出功率式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。 由公式；课程设计页表2-4，取V带传动效率=0.96，滚动轴承效率，8级精度齿轮传动（稀游润滑）效率，弹性联轴器效率，则 故 =kw 因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，按课程设计书表8-169中Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为3.0kw（3）确定电动机的转速卷筒轴作为工作轴，其

6、转速为； r/min 按课程设计P11页表（2-1）推荐的各传动机构传动比范围；V带传动比范围，单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的可选范围为；设计内容、计算及说明 =2.11kw 则由课程设计P327表8-184选用的同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y132S-6，其满载转速。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可由表8-186、表8-187中查到。 型号 额定功率满载转速堵转转矩最大转矩Y132S-63.0kw960r/min2.02.2 Y132S-6 三、传动装置的运动和动力参数的计算1计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传

7、动装置总传动比 （2）分配传动装置各级传动比由式，为使V带传动的外廓尺寸不敢过大，取传动比，则齿轮传动比2计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速的计算 I 轴 II 轴 工作轴 （2）各轴输入功率的计算 I 轴 II 轴 工作轴 （3）各轴输入转矩的计算 I 轴 II轴 工作轴 电动机输出转矩 将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴名参数电动机轴I 轴II 轴工作轴转速n(r/min)960 240 57.3057.30功率P(kw） 2.322.222.152.12转矩T(N 23.0888.34358.33353.33传 动 比 44.191.00效 率 0.960.9680.986四

8、、V带的设计设计内容、计算及说明 结果1 确定计算功率由机械设计表8-7查得工作情况系数，故 2.32=2.552kw2.选择V带的带型根据、电动机转速=960r/min（由前面表格可知）由机械设计图8-10选用A型。3.确定带轮的基准直径d并验算带速。1)由机械设计表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d=100mm。2)验算带速。按公式 因为530,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据公式根据机械设计表8-8，圆整位mm4.确定V带的中心距和基准长度 1）初定中心距由公式 0.7（100+400） 2（100+400） 得 初定中心距为=500mm 2）计算带所需的基准长度 （ =

9、由机械设计表8-2选带的基准长度 =960r/minA型带 d=100mm mm初定=500mm 设计内容、计算及说明 结果3）计算实际中心距。由公式由机械设计P158可知 中心距 变化范围为458539mm。5.验算小带轮上的包角a a =6.计算带的根数 1)计算单根V带的额定功率。 由和。查机械设计表8-4a得 根据，和A型带，查机械设计表8-4b得，查表8-5得，表8-2得，于是 =2）计算V带的根数。 取3根7.计算单根V带的初拉力的最小值由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量，所以= = 应使带的实际初拉力=141N。8.计算压轴力，最小值应为： 实际a=141N五、齿轮的设计计

10、算 设计内容、计算及说明 结果1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按题目所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）胶带输送机为一般工作机器，速度不是很高，故选用8级精度。 3）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 4）选用小齿轮齿数，大齿轮齿数=4.19，取2.按软齿面解除疲劳强度设计由设计计算公式进行试算（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数（机械设计书P204）2）计算小齿轮传递的转矩。 3）由机械设计表10-7齿宽系数。4）由机械设计表10-6查得材

11、料的弹性影响系数5）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）计算应力循环次数。 7）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；。8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 小齿轮40Cr（调质）硬度为280HBS 大齿轮45钢（调质） 硬度为240HBS S=1 设计内容、计算及说明 结果 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 =2.32 2）计算圆周速度。 = 3）计算齿宽b。 4）计算齿宽与齿高之比。 模数 齿数 = 5）计算载荷系数。 根据8级精度，由机械设计图10-8查得动载系数； 直齿轮，；

12、 由机械设计表10-2查得使用系数； 由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。 由=，查机械设计图10-13得；故载荷系数 =0.76m/sb=60.402mm K=1.458 设计内容、计算及说明 结果 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式 7）计算模数m。 3.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 （1） 确定公式内的各计算数值1） 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2） 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数；，3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 4） 计算载荷系数K。

13、 5） 查取齿形系数。由机械设计表10-5查得；。6） 查取应力校正系数。 由机械设计表10-5查得；。7） 计算大、小齿轮的并加以比较。 m=2.61mmS=1.4K=1.426 设计内容、计算及说明 结果 由上述数据可知大齿轮的数值大（2） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大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定的承载能力，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1.88并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取 这样设

14、计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，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 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取 圆整m=2.5mmb=64mm 六、轴的设计计算 设计内容、计算及说明 结果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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定2. 确定轴各段直径和长度 (1)输出轴的计算，即II轴。1）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢。根据机械设计表15-3，取，于是得 输出轴

15、的最小直径显然是安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，各需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，考虑转矩变化很小，故取，则： =1.5 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用LT8弹性柱销联轴器，其公称转矩为mm。半联轴器的孔径为45mm，故取，半联轴器长度为L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm。 2）II轴的示意图 最小轴径为45mm，依次递增为48mm、50mm、56mm轴的材料为45钢 LT8弹性柱销联轴器 设计内容、计算及说明 结果（2）输入轴的计算,即I 轴。 1）初步估算轴的

16、最小直径。选取轴的材料为45钢。根据机械设计表15-3，取，于是得 取25mm 最小轴径为30mm，依次递增为36mm、40mm、46mm 轴的材料为45钢 七、轴承的设计计算 设计内容、计算及说明 结果1.输出轴上轴承的选择 由第五章输出轴的设计可知轴承内圈的内径d=50mm，则可知轴承的内径代号为 代号：10 由于滚动轴承主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。且当量摩擦系数最小。在高转速的时，可用来承受纯轴向载荷。工作中允许内、外圈轴线偏斜量，可大量生产，价格最低。则可选用滚动轴承，轴承代号为 6210 该轴承各参数如下：d 50 mm D 90mm B 20mm2.输入轴上轴承的选

17、择 由第五章输出轴的设计可知轴承内圈的内径d=40mm，则可知轴承的内径代号为 代号：08 则可选用滚动轴承，轴承代号为 6208 该轴承的各参数如下：d 40mm D 80mm B 18mm 轴承代号6210轴承代号为 6208 八、键联接的设计及校核 设计内容、计算及说明 结果1.设计输出轴（II轴）上的键连接A.轴最小端上键的计算1）选择键连接的类型和尺寸一般8级或8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。根据从机械设计表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=70mm（比

18、轮毂宽度小些） 2）校核键连接的强度 键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度,键与轮毂的接触高度k=0.5h=0.5。则可得 合适 键的标记为：键1470GB/T1096-2003 (一般A型键可不标出“A”，对于B型或C型键，需将“键”标为“键B”或“键C”) B. 轴上与齿轮连接键的计算 同理根据查得，则键的工作长度，k=0.5h=0.5，则 合适键的标记为：键1650GB/T1096-20032.设计输入轴（I轴）上的键连接 A.轴最小端上键的计算 1）选择键连接的类型和尺寸 由上述可知选用圆头普通平键（A型）。 根据从机械设计表6-1中查

19、得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=40mm圆头普通平键（A型） b=14mm h=9mm L=70mm K=7mm键1470GB/T1096-2003 键1650GB/T1096-2003b=10mmh=8mmL=40mm 设计内容、计算及说明 结果2）校核键连接的强度 可知。键的工作长度。则可得 键的标记为：键1040GB/T1096-2003B. 轴上与齿轮连接键的计算 同理根据查得，则键的工作长度，k=0.5h=0.5，则 合适 键的标记为：键1456GB/T1096-2003键1040GB/T1096-2003K=4.5mm键1

20、456GB/T1096-2003 九、轴的校核 设计内容、计算及说明 结果1.输出轴（II轴）的校核 轴的草图 1)求圆周力由第二章电机的选择可知 ，由第四章齿轮的设计可知 2）求求径向力 3）因为该轴两轴承对称，所以： 绘制轴受力简图（如图a） 绘制垂直面弯矩图（如图b）4）轴承支反力： 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为70=142.7 设计内容、计算及说明 结果 5）绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为： 6）绘制合弯矩图（如图d） 7）绘制扭矩图（如图e） 转矩： 8）校核危险截面C的强度 已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径

21、可能不足的截面）做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力 通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转应力则常常不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为 设计内容、计算及说明 结果 式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时，取;当扭转切应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取。对于直径为d的圆轴，弯曲应力为，扭转切应力，将和代入上述公式，则轴的弯扭合成强度条件为 式中：轴的计算应力， M轴所受的弯矩， T轴所受的扭矩， W轴的抗弯截面系数，计算公式详见机械设计表15-4 对称循环变应力时轴的

22、许用弯曲应力，其值按机械设计表15-1选用 由机械设计表15-4可知II轴的抗弯截面系数由机械设计表15-1可知轴的许用弯曲应力=60 且由于该轴扭转切应力为脉动循环变应力，故，则 得=60 故II轴合适2. 输入轴（I轴）的校核 =60 设计内容、计算及说明 结果1）求圆周力由第二章电机的选择可知 ，由第四章齿轮的设计可知 2）求求径向力 3）因为该轴两轴承对称，所以： 绘制轴受力简图（如图a） 绘制垂直面弯矩图（如图b）4）轴承支反力： 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为64=32.147 5）绘制水平面弯矩图（如图c） 设计内容、计算及说明 结果 截面C在水平面上弯矩

23、为： 6）绘制合弯矩图（如图d） 7）绘制扭矩图（如图e） 转矩： 8）校核危险截面C的强度同理 =60 =11.1Mpa 得=60 故I 轴合适 十、轴承的校核 设计内容、计算及说明 结果1.计算输入轴承，即I 轴 输入轴承型号：6208根据条件，轴承的预计寿命为：小时（1）求轴承的当量动载荷、 由题目的工作条件查机械设计表13-4，表13-6选择载荷系数，温度系数。 已知I轴的转速，假设轴承仅受径向载荷和，由直齿齿轮受力分析公式可得： 因轴承对称齿轮分布，故= （2）轴承的参数 由轴承型号6208，可知为滚动轴承，轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷 （3）由预期寿命求所需C 由于该轴承为

24、滚动轴承，则指数 由于，由公式 =5689.4418000N= 故此轴承型号为6208 ，合格！ 预计寿命：小时 =0.5023KN轴承型号6208C=5689.44N 设计内容、计算及说明 结果1.计算输入轴承，即I 轴 输入轴承型号：6210根据条件，轴承的预计寿命为：小时（1）求轴承的当量动载荷、 由题目的工作条件查机械设计表13-4，表13-6选择载荷系数，温度系数。 已知I轴的转速，假设轴承仅受径向载荷和，由直齿齿轮受力分析公式可得： 因轴承对称齿轮分布，故= （2）轴承的参数 由轴承型号6210，可知为滚动轴承，轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷 （3）由预期寿命求所需C 由于该

25、轴承为滚动轴承，则指数 由于，由公式 =14320.5N=Error! No bookmark name given.8mm,取10mm机座凸缘厚度b1.5=15mm机盖凸缘厚度b11.5=15mm机座底凸缘厚度p2.5=25mm地脚螺钉直径df0.04a+8=14.84mm 取15mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=11.25mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=7.59mm，取8mm连接螺栓d2的间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df 取M10窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=8 取M8定位销直

26、径d(0.70.8)df=11.212.8取M12df、d2、d3至外机壁距离c118mmd1、d2至凸缘边缘距离c216mm轴承旁凸台半径R1R1=C2=16凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=40内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=50大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=12mm取12mm齿轮端面与内机壁距离2=10mm取,10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=8.5mm,取9mm轴承端盖外径D2140mm轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取10mm轴承旁连接螺栓距离ssD22.速器附件的选择，在草图中选择，包括：轴承盖、窥视孔、视孔盖、压配式圆形油标、通气孔、吊耳、吊钩、螺塞、封油垫、毡圈等。 十二、润滑