带式输送机传动装置说明书

1、带式输送机传动装置设计说明书机械设计课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置班级：机自02班设计者： 王强学号：151114225指导教师：钟利军日期：2013.6.3-2013.6.14机械工程学院目录一、工作条件及设计任务3二、电动机选择4三、传动比分配5四、传动装置的运动和动力参数计算.5五、传动零件的设计计算7 1.v带参数设计计算.72.高速机齿轮参数设计计算.103.低速级齿轮参数设计计算.14六、轴的设计与校核.19七、轴承寿命校核.24八、键的选择及校核.26九、减速器箱体结构尺寸.26十、联轴器和轴承的选择.271联轴器的选择.282轴承的选择.28十一、润滑与密封选择.2

2、9十二、设计心得.29十三、参考文献.30一、工作条件（原始数据）及设计任务1设计用于带式运输机的传动装置，工作条件为：（1）每天一班制工作，每年工作300天，使用年限10年，大修期3年；（2）连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带允许速度误差5%；（3）齿轮精度等级为7-8级；（4）动力源为三相交流电；（5）批量生产，铸造箱体，齿轮为斜齿轮。传动简图如下： 2.设计任务：（1）传动装置设计计算：递交设计计算草稿原件；（2）画图：1）手工绘制减速器装配草图，a1图纸一张；2）减速器三维造型，只做减速器部分；3）计算机生成减速器工程图：装配图（a1）、低速级齿轮零件图（a3）、低速轴零件图（a3

3、）。3.原始数据：运输带的工作fw=3500n；拉力运输带工作速度vw=0.9m/s；卷筒直径d=330mm。二、传动装置总体设计(一)、电机的选择及传动比分配1.选择电机容量已知运输机工作时运输带上的拉力fw=3500n；滚筒半径d=330mm；运输机带速vw=0.9m/s 查表可知:v带传动效率=0.96,齿轮副传动效率(一对，8级) ,滚动轴承效率（一对）,齿式联轴器效率,工作机（滚筒）效率;滚筒所需功率 pw=fwvw=3.15kw；运输机输出功率 pw1=pw/=3.28kw；传动装置总效率 ；所需电动机功率为 3.785kw 2.选择电机转速 滚筒转速52.11r/min； 通常,

4、v带传动的传动比范围为;二级圆柱齿轮减速器为; 则总传动比范围是；故电动机转速的可选范围为:=937.985211r/min3.确定电机型号 电机型号为y132m1-6，相关参数如下：型号额定功率满载转速轴径轴伸长中心高y132m1-64kw960r/min5151324.传动比分配总的传动比为: =18.423；查表2-1取v带传动的传动比为2；则减速器的传动比为9.212；根据经验公式取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为3.526；则低速级的传动比为2.613(二)、传动装置的动力参数计算如图，1轴为电机轴，2轴为高速轴，3轴为中间轴，4轴为低速轴，5轴为滚筒轴，则1轴(电机轴)参数为：=

5、4kw；=960r/min，39790nm2轴（高速轴）参数为：p2= p1=40.96=3.84kw；=480r/min; 76400 nm3轴（中间轴）参数为：=136.13r/min; 4轴（低速轴）参数为：；5轴（滚筒输入轴）参数为：；各轴运动和动力参数轴号功率kw转速r/min转矩nm效率传动比1轴（电机轴）496039.790.960.960.960.9823.5262.611312轴（高速轴）3.8448076.43轴（中间轴）3.688136.13258.734轴（低速轴）3.54252.097649.295轴（滚筒轴）3.47252.097636.46三、v带参数设计计算1.

6、确定计算功率：由156页表8-7查得工作情况系数 2、选择v带型号根据,查图8-11(机械设计课本157页)选a型v带。3.确定带轮直径 1)初选小带轮的基准直径:由课本表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径=125mm 且,即电机中心高符合要求；2)验算带速v: 按式，在(5-30)m/s范围内,故带速合适.3)计算大带轮的基准直径. 根据表8-8,即为标准数据4.确定中心距和带长1)初选中心距即 初定2)求带的计算基准长度2181.41mm由表8-2取带的基准长度=2000mm3)计算实际中心距a: 409.3mm从而确定中心距调整范围 469.3mm 379.3mm5.验算小带轮包角 6

7、.确定v带根数z 1)计算单根v带的额定功率由=125mm, n1=960r/min ,查表8-4a得=1.3816kw;由 n1=960r/min,传动比为2,a型带,查表8-4b得p0=0.1116kw; 查表8-5得=0.955,表8-2得=1.03 于是1.47kw2)计算v带根数 2.72 取z=3根 7计算单根v带初拉力最小值 其中由表8-3查得q=0.1kg/m 应使实际初拉力值大于或等于8计算对轴的压力最小值 1041.81n9.考虑弹性滑动后,带的实际传动比为 其中=1%-2%,考虑到此处为小功率的带传动,弹性滑动不会太明显,取=1% 所以=2.02四、齿轮参数设计计算（一）

8、.高速级齿轮参数设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数1) 选用斜齿圆柱齿轮传动，精度等级为8级;2) 小齿轮材料为 45刚，调质，硬度为240hbs；3) 大齿轮材料为45刚，正火，硬度为200hbs；4) 初选小齿轮=24 ,则243.526=84.62,取=85;5) 初选2按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算值1) 试选=1.62) 由图10-30（机设课本）选取区域系数=2.4253) 由图10-26查得=0.765，=0.765，则4) 因为为非对称布置，由表10-7取齿宽系数5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数6) 齿数比=3.5267) 小齿轮传递转矩8) 由图

9、10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限mpa9) 计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力604801103008=6.9121081.96108由图10-19取接触疲劳寿命系数， 取失效概率为1%，安全系数s=1，则许用接触应力为 472.5mpa 370.5mpa(2）计算将上述有关值代入得结果 高速级小齿轮的圆周速度齿宽b 模数 2.53mm 5.69mm 10.99 纵向重合度 (3)修正由使用系数，根据v=1.57m/s，8级精度，由图10-8查得动载荷系数，由表10-4查得，由图10-13查得，由表10-3查得所以载荷系数按实际的载荷系数矫

10、正所得的分度圆直径： 则 3按齿根弯曲强度设计，即 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响3）计算当量齿数 由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数 4）确定许用弯曲应力 由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；由图10-28取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数s=1.3,则许用弯曲应力可由下式计算为： 5)计算大.小齿轮的,并加以比较 经计算 ；代入较大值参与运算. 6)转矩(2)计算 将上述相关数据代入 结果为(3)修正对比按两种方法设计的模数,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮

11、模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,所以可取由弯曲强度算得的模数2.23并就近圆整为标准值. 结合按接触强度算得的小齿轮分度圆直径,算出小齿轮的齿数 大齿轮齿数，取=91重心距150.73 将中心距圆整为150mm按圆整后的中心距修正螺旋角；由于值改变不多，故不用重新计算。 小齿轮分度圆直径66.67mm 大齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度66.67mm 圆整后取, （二） .低速级齿轮参数设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数1) 选用斜齿圆柱齿轮传动，精度等级为8级；2) 小齿轮材料为 45刚，调质，硬度为240hbs；3) 大齿轮材料为45刚，正火，硬度为200hbs；4) 初

12、选小齿轮齿数为=38 ,则382.613=99.294,取=100；5) 初选。2. 按齿面接触强度设计即 (1)确定公式内的各计算数值1)试选=1.6;2)因为为非对称布置，由表10-7取齿宽系数;3)由表10-6查得材料的弹性影响系数;4)齿数比=2.613;5）由课本图10-30，选取区域系数;6)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限525mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限390mpa;7)计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力60136.131103008=; ;由图10-19取接触疲劳寿命系数，, 取失效概率为1%，安全系数s=1，则许用接触应力为 ; ; ;8)转矩

13、;(2) 计算 将上述有关值代入 得结果;低速级小齿轮的圆周速度;齿宽b ; 模数 ; 5.535mm 17.38纵向重合度 (3)修正由使用系数，根据v=0.685m/s，8级精度，由图10-8查得动载荷系数，由表10-4查得，由图10-13查得，由表10-3查得所以载荷系数按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径 则 3.按齿根弯曲强度设计即 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响3）计算当量齿数 由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数 4）确定许用弯曲应力 由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 由图10-28取弯曲

14、疲劳寿命系数， 取弯曲疲劳安全系数s=1.3,则许用弯曲应力可由下式计算为 5)计算大.小齿轮的,并加以比较 经计算；代入较大值参与运算. 6)转矩(2)计算 将上述相关数据代入 结果为(3)修正对比按两种方法设计的模数,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,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,所以可取由弯曲强度算得的模数1.81并圆整为标准值,结合按接触强度算得的小齿轮分度圆直径,算出小齿轮的齿数 大齿轮齿数99.29，取=101重心距 179.07; 将中心距圆整为180mm按圆整后的中心距修正螺旋角由于值改变不多，故不用重新计算。 小齿轮分度圆直

15、径 大齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度，圆整后取, 五、轴的设计与校核（一）、轴的参数设计1.高速轴的参数设计(1)初估轴的最小直径按扭矩初估轴的直径,查表(机设)15-3,得c=103至126,取c=110则: ；开键槽处 （1+5%）（2）初选轴承 因为高速轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力,为了能承受轴向力的作用,并且适应较高的转速,所以选用角接触球轴承,型号为7206c根据轴承确定轴上安装轴承的直径为:d=30mm，且因为没有大齿轮的圆周速度超过2m/s,所以选择脂润滑,则每个轴承旁边都要安装挡油环。（3）结构设计（参见结构简图）其中，轴上2段和5段装有轴承和挡油环，其直径为3

16、0mm，4段装有齿轮，其直径为40mm，1段装有带轮，其直径为28mm，3段不装任何零件，但考虑到挡油环的轴向定位，及整个轴的比例协调,取3段直径为52mm；轴段5的长度和为轴承7206c的宽度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮端面的距离（10mm），定为60mm。4段与齿轮同宽，为68mm。2段的长度同样考虑轴承7206c和挡油环的厚度，再加上端盖，可定为100mm，1段需要安装大带轮，考虑大带轮的结构取安装段长度为80mm。轴段3为适应箱体而自然形成，其长度为109.5mm。3. 中间轴轴的参数设计(1)初估轴的最小直径；开键槽处 （1+5%）（2）初选轴承 因为中间轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮

17、合过程中会产生轴向力,为了能承受轴向力的作用,并且适应相对较高的转速,所以选用角接触球轴承,型号为7208c，根据轴承确定轴上安装轴承的直径为:d=40mm（3）结构设计（参见结构简图）其中轴段1和4装有轴承、挡油环及垫圈，其直径为20mm，轴段1长度为60mm，轴段4长度为65mm；轴段2和轴段3装有斜齿轮，轴段2直径为52mm，长度为75mm，轴段3直径为 55mm，长度为100mm；轴肩尺寸根据适应箱体的情况而定。4. 低速轴的参数设计(1)初估轴的最小直径；开键槽处 （1+5%）（2）初选轴承 因为低速轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力,为了能承受轴向力的作用,并且适应相对

18、较高的转速,所以选用角接触球轴承,型号为7210c根据轴承确定轴上安装轴承的直径为:d=50mm（3）结构设计（参见结构简图）其中轴段1和4装有轴承、挡油环及垫圈，其直径为50mm，轴段1长度为64mm，轴段4长度为100mm；轴段2装有斜齿轮，其直径为60mm，长度为92mm；轴段3为适应箱体而自然形成，其直径为70mm，长度为84mm；轴段5连接联轴器，其直径为40mm，长度为120mm。（二）、低速轴的校核1.画轴的受力简图如下图，轴的受力简图为：2.计算相关力的大小已知=649.29nm，=261.58mm则圆周力 =径向力 =轴向力齿轮轴向力引起的弯矩为ma1= /2=175.68n

19、m在ft方向上有 fat+fct=ft=4964.37n fat90=fct170解得fat=3245.93n，fct=11718.44n；在fr方向上有 far+fcr=1871.85n far（90+170）=fr170解得far=1223.9n，fbr=647.95n.则低速轴的受弯矩图为：292.134nmft方向上，=fat90=292.134nmfr方向上，=far90=110.151nm； =fcr170+ma1=285.83nm3.判断危险截面转矩=649.29nm，则合成后的弯扭图如下：弯矩图：扭矩图：由以上可知截面b为危险截面。4.校核轴的当量弯矩为 ,其中,因为齿轮啮合扭

20、转切应力应为脉动循环变应力,所以0.6；取较大值，即=408.71nm；由得轴弯扭合成强度条件为： 其中： ，d=60mm，b=20mm，t=6mm，带入得；因为轴的材料为45钢、调质处理查表15-1取轴的许用应力为：=60mpa，则有， ,故满足强度要求. 六、低速轴轴承寿命校核1.径向载荷的大小及齿轮轴向力的大小两轴承的径向载荷分别为 far=1223.9n，fcr=647.95n；齿轮轴向力 fa=1343.21n，2.派生轴向力的大小fdafdc初选e=0.4489.56n(向右), 259.18n(向左)因为齿轮轴向力也向左,且,所以a轴承压紧,c轴承放松，则轴向力为：fa1=134

21、3.21+259.18=1602.31n,fa2 =259.18n；已知轴承代号为7210c，查表14-2可得该轴承基本额定静载荷cor=32000n；因fa1/cor=0.0500,查表13-5可得=0.427;因fa2/cor=0.0081,查表13-5可得=0.372;按修正后的e重新计算实际派生轴向力：522.61n; 240.39n；则实际轴向力为：1583.6n; 240.39n3当量动载荷的求解因为fa1/far=1.293,则经查表13-5可得x1=0.44,y1=1.35因为fa2/fcr=0.371,则经查表13-5可得x2=1,y2=0由式子 ,其中 因为受轻微振动,取为

22、1;则 2676.38n, 647.95n,故只需对a轴承进行校核。4检验a轴承的寿命查表14-2可得轴承7210c的基本额定动载荷为c=42.8kn；由 =年3年 所以所选轴承满足使用年限的要求。七、键的选择与校核1.各轴上键的选取根据轴的直径大小及齿轮的定位精度要求，键的选取如下：低速轴：带轮端 10 8 l=22 gb1096-79 齿轮端 128 l=28 gb1096-79中间轴：大齿轮端 1610 l=45 gb1096-79 小齿轮端 1610 l=45 gb1096-79低速轴：齿轮端 2012 l=40 gb1096-792.低速轴键的校核键 2012 l=40 gb1096

23、-79 则k=0.5h=0.512=6，强度条件为： 查表得许用挤压应力，所以键的强度满足。八、箱体的结构尺寸参数计算公式名称符号结果箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径20mma250 n=4地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径16mm=（0.50.6）机盖机座联接螺栓直径10mm=（0.40.5）轴承端盖螺钉直径10mm n=4=（0.30.4）视孔盖螺钉直径8mm=（0.70.8）定位销直径8mm查机械课程设计指导书，至外机壁距离26mm查机械课程设计指导书， 至凸缘边缘距离24mm=+（510）外机壁至轴承座端面距离56mm

24、1.2大齿轮顶圆与内机壁距离10mm齿轮端面与内机壁距离10mm机盖，机座肋厚6.8mm+5轴承端盖外径107mm125mm135mm九、联轴器和轴承的选取1.联轴器的选择减速器外伸轴与运输机滚筒轴之间对中较困难，联轴器的类型宜选用齿式联轴器。因为低速轴转矩,与之相连的轴颈直径d=40mm。由课程设计指导书表17-4选择联轴器类型为gicl2。2.轴承的选择高速轴 7206c d=30mm d=62mm b=16mm中间轴 7208c d=40mm d=80mm b=18mm低速轴 7210c d=50mm d=90mm b=20mm十、减速器的润滑和密封(一).齿轮的润滑根据p233,对于闭

25、式齿轮传动,当齿轮的圆周速度12 m/s，用油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级大齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），不超过其1/3齿轮的分度圆。 为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面的磨损,应使低速级大齿轮距油池地面的距离不小于30-50mm. 由于两级齿轮传动的平均圆周速度为1.194m/s，并且根据齿轮的材料为45钢，根据机械设计表10-12及表10-11，选用中负荷工业齿轮油（gb5903-1995），牌号为150。 为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量，由机械设计课程设计p43知，单级减速器每传递1kw需油量为0.35-0.7l，两级减速器则按级数成比例增加。该减速器需传递约4kw的功率，则需要至少5.6l的油量,实际设计中装油量应保证大于该数值合适.(二)滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度v2m/s所以采用脂润滑，则每个滚动轴承旁边都需要放置挡油环。(三)减速器的密封由于本减速器滚动轴承采用脂润滑的方式,并且速度较小,所以采用毡圈密封.则只需在轴承端盖上根据相应的按标准的毛毡大小开出梯形槽,将毛毡制成环形放置在梯形槽中与轴密合接触.根据表12-11,本减速器根据轴的结构,在高速轴上采用毡圈35jb/z