高材091 倪江鹏 09404300105

1、 机械设计课程设计说明书 设计题目 带式运输机传动系统设计 学 院 包装与材料工程学院 专 业 高分子材料与工程 姓 名 倪江鹏 班 级 高材091班 学 号 09404300105 指导老师 江 湘 颜 最终评定成绩 课程设计任务书20102011学年第 2 学期 包装与材料工程 学院 高分子材料与工程 专业 091 班课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动系统的设计 完成期限：自 2011 年 7 月 1 日至 2011 年 7 月 8 日共 1 周内容及任务设计任务：设计带式输送机的传动系统。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。1、原始数据带的圆周力F/N带速v

2、（m/s）滚筒直径D/mm25001.54002、工作条件常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷平衡；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，中批量生产；输送带速度允许误差为5%,三相交流电源的电压为380/220V。3、工作量要求（1）完成设计计算说明书一份。（2）完成A0装配图1张。（3）课程设计结束后组织答辩。进度安排起止日期工作内容2010.7.13编写设计计算说明书2010.7.47绘制装配图主要参考资料1 金清肃.机械设计基础.武汉：华中科技大学出版社，20082 王洪等.机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，20103 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出

3、版社，2010指导教师（签字）： 江湘颜 2011年 6 月 26 日系主任（签字）： 2011年 6 月 26 日目 录一、拟定传动方案3二、选择电动机5三、计算传动装置总传动比及分配各级传动7四、确定传动装置的运动及动力参数五、V带的设计六，齿轮传动的设计七、轴的设计与计算八、联轴器的选择与计算九、键的设计十、滚动轴承的选择与寿命校核十一、减速器箱体的设计十二、减速器附件的选择一、 拟定传动方案1.设计的原始数据如表1-1所示：带的圆周力F/N带速v（m/s）滚筒直径D/mm25001.5400 表1-12.工作条件：常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8h

4、），要求减速器设计寿命为8年，大修2中批量生产；输送带速度允许误差为5%,三相交流电源的电压为380/220V。 方案 方案 方案 图1-1根据已知条件，初步拟定的传动方案如图1-1所示。方案：采用二级圆柱齿轮减速器，该方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作；方案：采用V带传动和一级闭式齿轮传动，该方案外廓尺寸较大，V带的缓冲吸振能力好，并且有过载保护作用，但是V带不适合恶劣的工作环境；方案：采用一级蜗杆减速器，该方案结构紧凑，但是传动效率低，连续工作成本高。以上三种方案基本上都能满足带式运输机的要求，通过分析和比较多种传动方案，最终确定的带式输送机传动系统简图如图1-1所示。V

5、带传递功率大，传动能力强，结构紧凑，用途广泛；圆柱齿轮机构寿命长，加工方法简单，使用范围广。带式输送机由电动机驱动，电动机1通过V带传动2将动力传入单级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。1-电动机；2-V带传动；3单级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带 图1-1 二、电动机的选择 计算内容和说明计算结果1.电动机的类型按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，它为卧式封闭结构，电源的电压为380V.2.电动机容量的选择首先，根据原始数据，工作机所需要的有效功率为 Pw=3.75Kw根据参考资料2表3-3可知：一对滚动轴承传动

6、效率，=0.99;：输送机滚筒效率 =0.96; ：闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），=0.97；：V带传动效率，=0.95； ：联轴器效率，=0.99。于是有： 12 =d =0.95； 23 =ac =0.990.97=0.9603; 34 =ae =0.990.99=0.9801; 45 =ab =0.990.96=0.9504;故传动系统的总效率为=12233445 =0.950.96030.98010.9504=0.8498工作时，电动机所需的功率为 Pd = = kW =4.41kW根据参考资料表212-1可知，满足PePd 条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe 应取

7、值为5.5kW. 3电动机转速及型号的确定 根据设计的原始数据，可得输送机滚筒的工作转速nw 为 nw =71.66(r/min) 初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，查参考资料2表12-1可知，对应于额定功率Pe 为5.5kW的电动机型号分别为Y132S-4型和Y132M2-6型。从参考资料2上可知，Y132M2-6型和Y132S-4型电动机相关技术数据以及计算得的传动比如表2-2所示：方案号电动机型号额定功率 /kW同步转速 /(r/min)满载转速 /(r/min)总传动比 i外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mm方案Y132S-45.51500144020.103

8、880方案Y132M2-65.5100096013.403880 表2-2 方案的比较根据指导老师建议的合理传动比范围，可设普通V带的传动比为24,单级圆柱齿轮的的传动比为35，故传动系统的总传动比的合理范围是620.通过对上述两种电动机的比较可知，方案的转速大，但是传动比也较大，两种电动机外形、重量相差不大，综合考虑，方案较合理，故选择电动机Y132M2-6。Y132M2-6型电动机的技术参数如表2-3所示：电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比i电流/AY132M2-65.5100096013.4012.6 表2-3Y132M2-6电动机的外形尺寸

9、数据如表2-4所示：型号级数ABCDEFGHKABACADHDBBLY132M2-66216178893880103313212280270210315238515 表2-4 Pw=3.75Kw Pd=4.41Kw 三 、传动装置总传动比的计算和分配传动装置总传动比根据选择的电动机的满载转速nm和输送机滚筒的工作转速nw,可得带式输送机传动系统的总传动比为 i =nm /nw =13.402.分配各级传动比由参考资料2表3-4，可取V带传动比i带 =4，闭式圆柱齿轮的传动比范围为35，根据传动系统可知，圆柱齿轮的传动比i齿轮= i/ i带=3.35，计算所得的齿轮的传动比为3.35，在指导老师

10、的建议的传动比35范围之内，所以认为是合理的。传动比分配如表3-1所示电动机满载转速/(r/min)总传动比iV带传动比i带圆柱齿轮传动比i齿轮滚筒的转速nw96013.4043.3571.66 表3-1i=13.40四 、确定传动装置的运动及动力参数传动系统中各轴的转速、功率和转矩的计算如下所示：电动机轴： n0 =nm =960(r/min) P0=Pd=4.41（kW） T0=9550P0 / n0 =9550=43.87（Nm） 减速器高速轴： n1 = nm /i带 =240(r/min) P1 = P0d =4.410.95=4.1895(kW) T1 =9550P1 / n1 =

11、9550=166.71(Nm)减速器低速轴： n2 = n1 /i齿轮 =71.64r/min) P2 = P123 =4.18950.9603=4.0232(kW) T2 =9550P2 / n2 =9550=536.31(Nm)滚筒轴： n3 = n2 =71.64（r/min） P3 = P234 =4.02320.9801=3.9431(kW) T3 =9550P3 / n3 =9550=525.63(Nm) 将上述所计算的结果列于表4-1中以供查用： 轴名参数电动机轴减速器高速轴减速器低速轴卷筒轴转速n/(r/min)96024071.6471.64功率P/kw4.414.18954

12、.02323.9431转矩T/Nm43.87166.71536.31525.63传动比i 34.47 1效率 0.95 0.9603 0.9801注：对电动机轴所填的数据为输出功率和输出转矩，对其他各轴所填的数据为输入功率和输入转矩。 表4-1Po=4.41KwTo=43.87N.m 五，V带的设计在V带传动设计时，已知条件为：V带传动用途和工作条件，载荷性质，传递的功率P，带轮的转速（n1、n2）及对传动外廓尺寸的要求等。设计计算的主要内容为：确定V带的型号、基准长度和根数，确定带传动的中心距，带轮基准直径及结构尺寸，计算带的预紧力F0及对轴的压力等。1.设计步骤和设计参数的选择a.确定计算

13、功率Pc. 计算功率Pc 是根据传递的功率P，并且考虑到载荷性质和每天工作时间等因素的影响而确定的。即 Pc =KAP。根据参考资料1表10-7，可取KA =1.2，并且可知P=5.5kW.所以， Pc =KAP=1.25.5=6.6kWb.选择V带型号 根据计算功率Pc =6.6kW和小带轮的转速n1=nm =960(r/min)，由参考资料1图10-8，选定普通B型V带。c.确定大、小带轮基准直径，并验算带速（1）初选小带轮基准直径dd1 小带轮基准直径越小，V带的弯曲应力越大，会降低带的使用寿命；反之，若小带轮基准直径过大，则带传动的整体外廓尺寸增大，使结构不紧凑，故设计时小带轮基准直径

14、dd1 应根据所给的推荐值，并参考参考资料1表10-8中的基准直径系列来选取，并使dd1dmin,故可取 dd1 =125mm.（2）验算带速v. 根据参考资料1式（10-14），可得 v= dd1 n1/601000=6.28(m/s) 可知所得带速在525m/s的范围内，带速合适。带速过大时，则离心力大，降低带的使用寿命；若带速过小，传递功率不变时，则所需的V带的根数增多。（3）计算并确定大带轮基准直径dd2 dd2 = dd1i带=1253=375（mm）由参考资料1查表10-8，取dd2 =375mm.d.确定中心距和带长，并验算小带轮包角1 由于中心距未给定，可以先根据需要初定中心距

15、a0.中心距过大，则传动结构尺寸大，且V带易颤动；中心距过小，小带轮包角1 减小，降低传动能力，且带的绕转次数增多，降低带的使用寿命。因此中心距按式 0.7(dd1+ dd2) a0.2(dd1+ dd2) 进行初选。 即 350mma01000mm初选中心距a0 =650mm.由式 L0 =2a0+(dd1+ dd2)+( dd2- dd1)2/(4 a0)=2650+(125+375)+(375-125)2/(4850)2109mm由参考资料表10-2，取Ld=2240mm.由参考资料式10-17,得，实际中心距a为 aa0 +(Ld- L0)/2=650+716(mm)为了便于带的安装与

16、张紧，中心距a应留有调整的余量，中心距的变动范围为 amin =a-0.015Ld amax =a+0.03Ld经计算，中心距的变动范围是693.64mm783.2mm.验证小带轮上的包角a1 ，由式（10-18）得 a1 =1800-（dd2- dd1）/a57.30 =1800-57.30=1800-20.00=160.001200(符合小带轮包角a1 的要求)e.确定V带根数Z 根据参考资料1，查表10-4，由线性插值法可得P0=1.64+(960-950)=1.65kW查表10-5，由线性插值法可得P0 =0.25+（960-800）=0.294kW查表10-6，由线性插值法可得Ka=

17、0.95查表10-2，可得KL=1.00,由式（10-19）得，V带根数Z为 Z=且 P0=( P0 +P0) Ka KL =(1.65+0.294) 0.951.00=1.8468所以可得 Z=3.57根取整数，取Z=4根。在36范围内，满足条件。f.计算单根V带的预紧力F0 在V带传动中，若预紧力F0过小，则产生的摩擦力小，易出现打滑；反之，预紧力F0 过大，则降低带的使用寿命，增大对轴的压力。单根V带的预紧力计算公式为 F0= (-1)+qv2查表10-1的q=0.17kg/m,由上式计算可得 F0=（-1）+0.176.282=221.04Ng.计算V带对轴的压力Q由参考资料1式（10

18、-21）得V带对轴的压力Q为 Q=2ZF0sin=24221.04sin=1741.46NV带传动的相关数据如表5-1所示：计算功率Pc (kW)传动比i带型顶宽b(mm)节宽bp(mm)高度h(mm)楔角带长Ld （mm）6.63B1714114002240小带轮基准直径（mm）大带轮基准直径（mm）中心距a(mm)根数Z小带轮包角1带速V（m/s）预紧力F0(N)对轴的压力Q（N）1253757164160.0o6.28221.04 1741.46Pc=6.6Kwn1=960r/mindd1 =125mm.V=6.28m/sdd2 = 375mm中心距a0 =650mm.Ld=2240mm

19、.实际中心距a=716mmZ=4 六、齿轮传动的设计1.选择齿轮材料、热处理方法 本次设计的是单级圆柱齿轮减速器的齿轮传动，该减速器由电动机驱动，工作载荷较平稳，单向转动。根据以上工作条件，减速器一般采用闭式软齿面传动。根据参考资料1表12-1得 齿轮 材料 热处理HBS 小齿轮 45钢 调质处理 250大齿轮 45钢 正火处理 200两个齿轮的齿面硬度差为50HBS，符合软齿面传动的设计要求。 1. 确定材料许用接触应力根据上述数据可知，HBS1=250，HBS2=200.查表12-6，两实验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别是Hlim1 =480+0.93(HBS1-135)=480+0.93

20、(250-135)=586.95MPaHlim2 =480+0.93(HBS2-135)=480+0.93(200-135)=540.45MPa查表12-7，接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1.00,则两齿轮材料的许用接触应力分别为H1= Hlim1/SHlim= = 586.95MPa H2= Hlim2/SHlim= =540.45MPa 2. 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行计设计由参考资料1上式（12-6） d1其中，小齿轮的转矩T1=9.55106=166.71105 Nmm；查表12-3，取载荷系数K=1.1；查表12-4，取弹性系数ZE=189.8;取齿宽系数d=1;

21、H以较小值H2=540.45MPa代入；根据求得的圆柱齿轮的传动比i齿轮 =3.35，满足推荐值35之间，所以 d1 =97.03mm3. 几何尺寸计算齿数：由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数推荐值为z1 =2040,故可取z1 =25,则大齿轮齿数z2 = z1i齿轮 =253.35=93.05取z2 =94；故实际传动比为i=z2/z1=3.8,在最小传动比误差（不超过5%）范围内，故所取齿数合理。模数：m= d1 / z1 =97.03/25=3.88.由资料表5-1，将m转换为标准模数,取m=4mm.中心距：a= ( z1+ z2)=(25+94)=238mm齿宽：b2 =d d1 =

22、197.03=97.03mm,取整后为b2 =98mm b1= b2+ (510)mm,取b1=108mm4. 校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式 F=2KT1 /bd1mYFYS 查参考资料1表12-5，两齿轮的齿形系数YF和应力校正系数YS分别为（由线性插值法求出）z1 =25时， YF1 =2.65 YS1=1.58z2 =94时， YF2 =2.18- (108-100)=2.1736 YS2 =1.79+(108-100)=1.7964查参考资料1表12-6，两齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为Flim1 =190+0.2(HBS1 -135)=190+0.2(250-135)=213MP

23、aFlim12 =190+0.2(HBS2 -135)=190+0.2(200-135)=203MPa查参考资料1表12-7，弯曲疲劳强度的最小安全因数系数为SFlim =1.0两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为 F1= Flim1/SFlim=213/1.0=213MPa F2= Flim2 / SFlim =203/1.0=203MPa将上述参数分别代入校核公式，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为F1=2KT1 /bd1mYF1YS1 =1052.651.58=93.95MPaF1=213MPaF2= 2KT1 /bd1mYF2YS2 = 1052.17361.7964=87.62MPa5

24、8400h.满足轴承寿命要求，故选用6212型深沟球轴承。选用的轴承基本参数如表10-1所示，以便查用。 轴承位置型号d/(mm)D/(mm)B /(mm)Cr/(kN)Cro/(kN) 主动轴轴承深沟球6209型45 85 19 24.5 17.5从动轴轴承深沟球6212型60 110 2236.8 27.8 表10-1十一、减速器箱体的设计箱体是减速器中所有零件的支座，其作用在于支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供一封闭的工作空间，使其处于良好的工作状况；箱体同时又是减速器中结构和受力最复杂的零件之一，为了保证具有足够的强度和刚度，箱体应有一定的壁厚。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱

25、体做成剖分式，由箱座和箱盖组成，箱座和箱盖采用普通螺栓连接，用圆锥销定位。铸造箱体通常采用灰铸铁铸造，铸造箱体的刚性较好，外形美观，易于切削加工，能吸收震动和消除噪声。减速器铸造箱体的结构尺寸如表11-1：名称符号计算方法计算结果/(mm)箱座壁厚(0.0250.03)a+8 8箱盖壁厚1 (0.80.85)8 8箱座凸缘厚度 b b=1.5 12箱盖凸缘高度b1 b1=1.51 12箱底座凸缘高度 b2 b2=2.5 20箱座上的肋板厚m m0.85 8箱盖上的肋板厚m1 m10.851 8轴承旁凸台的高度 h由结构要求确定轴承旁凸台的半径R1 R1=c2轴承盖的外径D2D+(55.5)d3 150 地脚螺钉 直径与数目 a 200df 16 n 4通孔