带式输送机传动装置

1、课程设计说明书课程名称： 机械设计基础课程设计设计题目：带式输送机传动装置 班 级 ： 君远1001班 设 计 者 ： 蔡葳丰 学 号 ： 0401100301 指导教师 ： 陈伟明 2012年6月江南大学目录一传动系统方案的拟定4二电动机的选择5三传动比的分配7四传动系统的运动和动力参数计算 7五传动零件的设计计算9六减速器齿轮的设计12七轴的设计18八键和联轴器的选择 31九减速器润滑方式及密封装置32十箱体结构的设计33十一参考文献34设计项目设计内容，步骤和说明结果一、设计任务1、带式输送机的原始数据输送带拉力f/kn4输送带速度v/(m/s)2.0滚筒直径d/mm4502、工作条件与

2、技术要求1）允许输送带速度误差为：5%；2）滚筒效率（包括滚筒与轴承的效率损失）：0.96；3）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；4）使用折旧期：8年；5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；6）动力来源：电力，三相交流，电压380/220v，7）检修间隔期：四年一大修，两年一中修，半年一小修；8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。传送机传送装置方案拟定拟定的三种的方案如下图所示：方案一：采用二级圆柱齿轮减速器优点：适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方便。缺点：横向尺寸较大，结构不紧凑。方案二：采用一级圆柱齿轮减速器优点：适用于两轴中心距较大的传动；带具有

3、良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；过载时打滑防止损坏其他零部件；结构简单、成本低廉。缺点： 传动的外廓尺寸较大；需张紧装置； 由于打滑，不能保证固定不变的传动比 ；带的寿命较短；传动效率较低。方案三：采用蜗杆减速器优点：蜗杆传动的传动比大、结构紧凑、尺寸小、重量轻缺点：制造安装较困难、传动效率低，蜗轮轮缘需用有色金属制造。从满足机器的功能要求、工艺性要求、经济性要求出发，我们应选用方案二：采用一级圆柱齿轮减速器。 选择方案二 二、电动机的选择二、 电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380/220v，y型。2. 选电动机功率按机械设计课程设

4、计（第三版）p5表1-7确定各部分效率如下： v带传动的传动效率： 1=0.96轴承的传动效率： =0.99 圆柱齿轮的传动效率： 3=0.98 （精度7级）联轴器的传动效率： =0.99卷筒的传动效率： =0.96（1）工作机所需功率p（kw） （2）电动机至工作机的总效率 （3）所需电动机的功率p（kw） 电动机的额定功率应该满足pmpd ，所以符合条件的电动机额定功率应该为pm=9.13 kw4.确定电动机的转速 工作机的转速n(r/min) 查机械设计课程设计手册（第三版）p188表13-2，v带传动的传动比24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比35； 按电动机的额定功率pm，要满足pmpd

5、以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，查机械设计课程设计手册p167表12-1选定型号为y160l-6的三相异步电动机。 其主要性能如下表： 电动机型号 额定功率 /kw满载转速/（r/min） 堵转转矩 最大转矩 y160l-6 11 970 2 2=0.96 =0.98=0.99=0.96=0.99= 电动机的型号： y160l-6三、计算和分配传动比1.传动装置的总传动比：由传动方案可知： 联轴器的传动比 =1 传动装置的总传动比： 2.分配传动装置的传动比 式中1、2分别为带传动和减速器的传动比。分配传动比， i1=3 所以i2=3.81四、运动参数及

6、动力参数计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为0轴、1轴、2轴、3轴.、依次为电机与轴1、轴1与轴2、轴2与轴3之间的传动效率。1.各轴的转速(r/min) 轴0的转速 =970 r/min 轴1的转速轴2的转速=323.33/3.81=84.86r/min轴3的转速=84.86r/min2.各轴的输入功率 轴0的输入功率 轴1的输入功率 轴2的输入功率 轴3的输入功率 3.各轴的输入转矩t(n)轴0的输入转矩轴1的输入转矩 轴2的输入转矩 轴3的输入转矩 根据以上数据列出下表电动机轴轴1轴2轴3功率p （kw）9.138.7658.508.33转矩 t（nm）89.89258.89956.5

7、8937.44转速（r/min）970323.3384.8684.86五、传动零件的计算 |带轮的设计1. 确定计算功率 由表8-7查得工作情况系数 ，故 2. 选择v带的带型根据和查机械设计图811得：选用b型v带。3. 确定带轮基准直径，并验算带速初选带轮的基准直径 查机械设计表86和表88取主动轮的基准直径（1） 验算带速 在推荐范围内，带速合适（2） 计算大带轮的直径 查机械设计表88，圆整取4. 确定中心距，并选择v带的基准长度 （1） 初定中心距 初步确定（2） 计算相应的带长 查机械设计表82得基准长度（3） 计算实际中心距及其变动范围 考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以

8、及因带的松弛而产生的补充紧张的需要常给出中心距的变动范围 5. 验算小带轮上的包角 故包角合适。6. 确定带的根数查机械设计表82得查机械设计表84得查机械设计表84得查机械设计表85得查机械设计表87得根取整为6根。7. 确定带的初拉力查机械设计表8-3查得b型带单位长度质量q=0.18kg/m，则：应使带的实际初压力 对于新安装的v带，初拉力应为： 对于运转后的v带，初拉力应为： 8. 计算带传动的压轴力压力轴的最小值为9. 带轮结构设计（1）带轮材料的选择根据机械设计教材，由，选择带轮的材料为ht150.（2）带轮的结构设计1） 主动轮的结构设计因， 采用腹板式带轮。2） 从动轮的结构设

9、计 采用轮辐式带轮10. 带轮传动比误差合适 选用b型v带带速合适初步确定带长基准长度实际中心距带长变动范围655.95756.75包角合适确定带的根数为6选择带轮的材料为ht150.主动轮采用腹板式带轮从动轮采用轮辐式带轮传动比误差为合理减速器的齿轮设计 1. 选择齿轮材料由表101选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。2、齿轮传动设计参数的选择1）压力角的选择选择压力角。2）齿数的选择 小齿轮齿数：， 则大齿轮齿数： ，取。3）选择齿轮精度等级运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb100

10、9588）。3、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数。2）齿宽系数的选择查机械设计表107，两支承相对于小齿轮做不对称布置，选择齿宽系数。3）查机械设计表106得材料的弹性影响系数 4）查机械设计图1021d，按齿面硬度，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。5）计算应力循环次数6）查机械设计图1219取接触疲劳寿命系数；7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为，安全系数，由式得（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 2）计算圆周速度。3）计算齿宽。4）计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 5）计算载荷系数根据，级精度，

11、查机械设计图108查得动载系数；直齿轮，；查机械设计表102得使用系数；查机械设计表104，。由，查机械设计图1013得；故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得，7）计算模数。4、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）查机械设计图1020c得小齿轮的弯曲疲劳强度；大齿轮的弯曲强度极限；2) 查机械设计图1018得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式得 4）计算载荷系数。 5）查取齿形系数。查机械设计表105得，。6）查取应力校正系数。查机械设计表105得，。 7）计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值

12、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大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数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并就近圆整为标准值，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。5、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，。6、机构设计及绘制齿轮零件图 因，故选择实心结构的齿轮 因，故选择腹板式结构的齿轮7. 计算传动比误差理论传动比实际传动比（允许）8. 齿轮设计参数齿数模数分度圆直径齿宽压力角中心距结构齿轮1323

13、9610520231实心结构齿轮2122336610020腹板式结构 硬度相差40，合适压力角选用7级精度传动比误差为，允许六、轴的设计 1、 输入轴的设计计算1.输入轴上的功率p1、转速n1和转矩t2 2.求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d1=96mm 而 因为选用深沟球轴承支撑，所以=0，即3. 初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取，于是得 1）从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应增加3%-5%,取，又带轮的宽度 则第一段长度为124mm 2）右起第二段直径:v带轮定位轴肩高

14、h=0.08d1=3.44mm,故d2=d1+2h=49.88mm,取根据轴承端盖的拆装以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取第二段的长度3） 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用0尺寸系列的6011型轴承，其尺寸为，那么该段的直径为，长度为 （因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合）4） 右起第四段，该段为齿轮轴段，齿轮的宽度为105mm，则此段的直径为，长度为。5） 右起第五段，为定位齿轮的轴环。直径为，长度为。6） 右起第六段，为滚动轴承的挡油环安装处，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取，长度取。7） 右起第七段，该段为滚动

15、轴承安装处，取轴径为，长度（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合）。 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。d1=43d2=50d3=55d4=70d5=82d6=59d7=55l1=124l2=55l3=42l4=101l5=10l6=11l7=18齿轮、v带轮与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮键选择a型键，半联轴器的键选择a型键。按 查手册得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，v带轮与轴的连接，选用平键为，v带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸

16、公差为m6。2、 输出轴的设计计算1.输出轴上的功率，转速，转矩 由前面算得：， 2.求作用在齿轮上的力 大齿轮的分度圆直径 3.初步确定轴的最小直径先按式152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据 p370表153，取,于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联 轴器的型号。查p351表141，考虑到转矩变化小，故取。则联 轴器的计算转矩 查gb/t50142003，选用hl5弹性柱销联轴器，其公称转矩为.半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各

17、段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故段的长度应比略短一些，现取 。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只有径向力，没有轴向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由设计手册p65表6-1初步选取0尺寸系列、标准精度级的深沟球轴承6013，其尺寸为，故；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 查手册p65表6-1可知轴肩高度，因此，取。 3）取安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为10

18、0mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径 。轴环宽度，取。 4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左7端面间的距离，故取。5） 取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取，已知滚动轴承的宽度，则 (其中s滚动轴承内侧与箱体的距离，s=810mm）至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。d1=55d2=62d3=65d4=70d5=82d6=72d7=65l1=10

19、5l2=50l3=46l4=96l5=12l6=12l7=18（3） 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮键选择a型键，半联轴器的键选择a型键。按 查手册得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4） 轴的初步设计如图5.求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴上的弯矩图和扭矩图： 根据轴的结构图做出轴的计算简图。h面中 v面中则总弯矩，扭矩为956580从轴的结构

20、图和扭矩图中可以看出b截面是轴的危险截面。将计算出的弯矩和扭矩列于下表：载荷垂直面水平面支反力 弯矩总弯矩扭矩6. 按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）和上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取,轴的计算应力：已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1【1】查得，因此,故安全。7.精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面 截面d，c只受扭矩的作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均讲削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面d，c均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的

21、影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从轴的受载情况来看及来看，截面b上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面相近，但截面v不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面b上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面b也不必校核。截面和显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过硬配合的小，因而该轴只需校核截面的左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：1）截面左侧的弯矩为 截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力

22、集中系数及按附表32查取。因，经插值可查得 又由1附图31可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数按1式（附表34）为 由1附图32尺寸系数，又由附图33的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由1附图34得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，按1式（312）及式（312a）得综合系数为 由131及32得碳的特性系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值，按1式（156）（158）则得故可知其安全。2）截面右侧抗弯截面系数按1表154中的公式计算弯矩及弯曲应力为 扭矩及扭转应力为过盈配合处的，由1附表38用插值法求出，并取于是得 轴按磨削加工由1附图34得表面质量系数为故得综合系数所以轴在截面右侧安全系数

23、为故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。 d1=43l1=124d2=50l2=55d3=55l3=42d4=70l4=101d5=82l5=10d6=59l6=11d7=55l7=18键和联轴器的选择1、高速轴与带轮的连接键 选择键的类型和基本尺寸 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度，应用平键。 v带轮与轴的连接，根据d1=43，l1=124， 选用a 型键，尺寸为2、低速轴的连接键 选择键的类型和基本尺寸 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮键选择a型键，半联轴器的键选择a型键。按 查手册得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为。3、联轴器的选择 联轴器主要是用来连接两轴，传递运动和转矩的部件，也可以用于轴和其它零件的连接以及两个零件（如齿轮和齿轮）的相互连接。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联轴器的型号。查p351表141，考虑到转矩变化小，故取。则联 轴器的计算转矩 查gb/t50142003，选