带式传动机设计

1、课程设计 题 目 带式传动机设计 学生姓名 学 号 学 院 机械与汽车工程 专 业机械设计制造及其自动化指导教师 二一二 年 十二 月 二十 日 目 录1、 设计任务书二、总体方案设计1传动方案分析 2选择联轴器的类型和型号3电动机的选择4传动比分配5传动系统的运动和动力参数三、传动零件的设计计算1带传动的设计2齿轮传动的设计3轴的结构设计及计算 4滚动轴承的选择及校核计算 5. 键联接的选择及校核计算 6减速器附件的选择 7润滑与密封 一、 设计任务书1. 设计题目：带式输送机传动装置（简图如下）原始数据：参数题号12345输送带工作拉力F/N23002100190022002000输送带工

2、作速度v/(m/s)1516161818滚筒直径D/mm400400400450450每日工作时数T/h2424242424传动工作年限/a55555注：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的125倍，输送带速度允许误差为5%2设计工作量：设计说明书1份减速器装配图1张（A0或A1）零件工作图13张本组设计选第1组数据二、总体方案设计1传动方案分析在分析传动方案时应试注意常用机械传动方式的特点及在布局上的要求：1) 带传动平稳性好，能缓冲吸振，但承载能力小，宜布置在高速级；2) 链传动平稳性差，且有冲击、振动，宜布置在低速级；3) 蜗杆传动放在高速级时蜗轮材料应选用锡表铜，否则可选用铝铁青

3、铜；4) 开式齿轮传动的润滑条件差，磨损严重，应布置在低速级；5) 锥齿轮 、斜齿轮宜放在调整级。该方案的优点：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，大幅度降低了成本。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、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.选择联轴器的类型和型号一般在传动装置中有两个联轴器：一个是连接电动机轴与减速器高速轴的联轴器，另一个是连接减速器低速轴与工作机轴的联轴器。前者由于所连接轴的转速较高，为了减小起动载荷、

4、缓和冲击，应选用具有较小转动惯量的弹性联轴器，如弹性柱销联轴器等。后者由于所连接轴的转速较低，传递的转矩较大，减速器与工作机常不在同一底座上而要求有较大的轴线偏移补偿，因此常选用无弹性元件的挠性联轴器，例如十字滑块联轴器等。根据设计的尺寸查表9.5得，所选的联轴器有关数据如下表：d许用转矩/ Nm许用转速/ r/minD0DLS45,50800250801302000.5+0.303.电动机的选择（1）选择电动机 按已知的工作要求和条件，选用Y132M26电动机。（2）选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为 Pd=Pw/ Pw=FV/1000w 所以 Pd=FV/1000w由电动机至工作机

5、之间的总效率（包括工作机效率）为 w=123456 式中：1、2、3、4、5、6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。根据机械设计指导书P6表23得：各项所取值如下表：种 类取 值带传动V带传动096齿轮传动的轴承球轴承099齿轮传动8级精度的一般齿轮传动097联轴器十字滑块联轴器098卷筒轴的轴承球轴承099卷筒的效率096w=0960992097098099096085所以 Pd=FV/1000w=23001.51000085kW=4.06kW(3)确定电动机转速卷筒轴的工作转速nw=601000vD60100015400r/min=71.7r/min按

6、推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1=24,单级齿轮传动比i2=35,则合理总传动比的范围为i=620，故电动机转速可选范围为 nd=inw=(620)71.7 r/min nd=（4301434）r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min，由机械设计指导书附录8附表81查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。方案电动机型号额定功率PedkW电动机转速/ r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比带齿轮1Y160M285575072010.042.5142Y132M2655100096014.403.64综合考虑电动机和传

7、动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较二个方案可知：方案1的电动机转速低，久廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。 方案2适中，比较适合。因此，选定电动机型号为Y132M26，所选电动机的额定功率Ped=5.5kW，满载转速nm=960 r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。4.计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速 轴：n=nmi0=9603.6 r/min=266.7 r/min 轴：n= ni1=266.74 r/min=66.7 r/min 卷筒轴：nw= n=66.7 r/min（2） 各轴的输入功率轴：P=Pd

8、01=406096 kW=3.90 kW轴：P= P12= P23=3.90099097 kW=3.75kW卷筒轴：Pw= P34= P56=3.75099096 kW=3.56kW（3）各轴输入转矩 电动机输出转矩：Td=9550Pdnm=95504.06960Nm=40.4 KNm 轴：T= Tdi001=40.43.6096 Nm139.6K Nm 轴：T= Ti112= Ti123=139.64099097 KNm536.2K Nm 卷筒轴：Tw= Ti234= Ti256=536.21099096 KNm509.6K Nm运动和动力参数的计算结果列于下表：轴名参数电动机轴轴轴卷筒轴转

9、速n/( r/min)输入功率p/ kW输入转矩T/ Nm9604.0640.4266.73.90139.666.73.75536.266.73.56509.6传动比i效率3.60.9640.9610.95三、传动零件的设计计算 1.设计减速器外传动零件 带传动的设计注：以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第四章。（1）.确定计算功率Pc由表4-6查得KA=1.2,由式4-10得 Pc=KAP=1.35.57.15 kW（2） 选取普通V带型号根据Pc=7.15 kW，n1=960 r/min,由图4-8选用B型普通V带。（3）确定带轮基准直径dd1，dd2根据表4-7和图4-8选取

10、dd1=140mm,且 dd1=140mmdmin=125mm大带轮直径为 dd2= n1dd1/n2=960140266.7mm=504mm按表4-7选取标准值dd2=500mm,则实际传动比i，从动轮的实际转速分别为 i= dd2/ dd1=500/140mm=3.57 n2= n1/i=960/3.57 r/min=269 r/min从动轮的转速误差率为（269266.7）/266.7100%=0.86%在5%以内为允许值（4）验算带速V V=dd1 n1601000140960601000m/s=7.03m/s带速在525 m/s范围内（5）确定带的基准长度Ld和实际中心距a利用下式初

11、步确定中心距a0 0.7(dd1+ dd2)a02(dd1+ dd2)即 0.7（140500)mma02（140500)mm 448 mma01280mm取a0=500mm L0=2a0+/2(dd1+ dd2)+（dd2dd1）2/4a0 =2500/2（140500)（500140)2(4500)） =2069.6mm由表4-2选取基准长度Ld=2000mm由式4-14得实际中心距为 aa0+（LdL0）/2 =500+(20002069.6)/2 =465mm中心距a的变化范围为 amin=a0.015 Ld =(4650.0152000)mm =435mm amax=a+0.03 L

12、d =(465+0.032000)mm =525mm(6)校验小带轮包角1由式4-16得 1=1800（dd2dd1）57.30/a =1800（500140) 57.30465 =135.6401200（7）确定V带根数由式4-17得 ZPcP0= Pc(P0+P0)KKL根据dd1=140mm，n1=960 r/min，查表4-4根据线性插值法可得： P0=2.08+（2.472.08）（960950）（1200950）kW =2.0956kW取P0=2.1kW查表4-5得功率增量P0=0.30由表4-2查得带长度修正系数KL=0.98,由表4-8查得包角系数Ka=0.88得普通V带根数：

13、 z=7.15（2.1+0.30）0.880.98 =3.45圆整取z=4（8）求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ由表4-3查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式4-18得单根V带的初拉力为： F0=500 Pc(2.5Ka1) zv+qv2 =5007.17（2.50.881）47.03+0.17（7.03）2N =243.10N由式4-19可得作用在轴上的压力FQ为 FQ=2 F0zsina1/2 =2243.104sin135.640/2N =1800.9N(9)设计结果选用4根B4000GB/T 11541997 的V带，中心距a=465mm，带轮直径dd1=140mm

14、，dd2=500mm，带轮宽B=80mm，轴上压力FQ=1800.9N2. 齿轮传动的设计注：以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第五章。1) 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为217255HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为162217HBS。因为是普通减速器，由表5-11选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3um许用接触应力H由图5-10查得 Hlim1=530MPa Hlim2=500MPa2) 按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式5-34求出d1值。确定有关参数与系数： 转矩T1 T1=9.55106P1/ n1 =9.551063.902

15、66.7 =1.40105Nmm 载荷系数K查表5-12取K=1.4 和齿宽系数d，因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表5-13选取d=1.4 由式5-34得：d1 d1=73.23mm 3) 计算主要尺寸1 齿数 小齿轮的齿数取为z1=25，则大齿轮齿数z2=100验算传动比误差：i=（100/25-4）/4x100%=0% -5%i43800h预期寿命足够所以输入轴承选的合理2、计算输出轴承 （1）已知n=66.7r/min两轴承径向反力：P=FR1=FR2=650.54N初先两轴承为深沟球轴承63型轴承内部轴向故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 (2)计算当量载荷P1

16、=P2= P=650.54N 根据课本表 取f P=1.2 ft=1.0角接触球轴承=3L=5x365x24=43800h (3)轴承寿命计算C=4368.90N根据手册得6312型的Cr=81.8KN轴型号合理 (4)轴承寿命计算LH=287486246.42h43800h预期寿命足够所以输入轴承选的合理 5、键联接的选择及校核计算1、轴径d1=30mm,L1=57mm查手册得，选用A型平键，得：键A 87 GB1096-79 l=L1-b=57-8=49mmT1=139.6KNmm h=7mm得p=4T1/(dhl)=4139600/(30749) =54.27MpaR(110Mpa)2、

17、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=45mm L3=67mm T2=536.2KNmm查手册P108 选A型平键键 149 GB1096-79l=L3-b=67-14=53mm h=9mmp=4T/(dhl)=4536200/(45953) =99.92Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=65mm L2=67mm T=509.6Nm查手册P51 选用A型平键键1811 GB1096-79l=L2-b=65-18=47mm h=11mmp=4T/(dhl)=4509600/(651147)=60.66Mpap6、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指