机械设计课程设计二级减速器的带式输送机传动装置设计

1、第1章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。1.1 拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课程设计中，根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案的优缺点。 传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。图2-2 1v带传动；2电动机；3圆柱传动减速器；4联轴器；5输送带；6滚筒1.2选择原动机电动机1.2.1确定电动机的

2、功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1. 带式输送机所需的功率 由1中公式（2-3）得： 设计题目给定：输送带拉力f（n）=7.5kn 输送带速度v(m/s)=0.55 m/s 2. 计算电动机的输出功率根据文献1（机械零件设计指导关阳等编 辽宁科学技术出版）表22确定个部分效率如下：弹性联轴器：（两个）滚动轴承（每对）：（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承）圆柱齿轮传动：（精度7级）传动滚筒效率：v带传动效率：得电动机至工作机间

3、的总效率:输送机效率:电动机的输出功率：2.2.3确定电动机的转速1. 计算滚筒的转速由公式计算滚筒转速：工作机的转速：设计题目给定：滚筒直径d=365mm输送带速度v(m/s)=0.55 m/s电动机转速n=1500电动机型号为y132m-4。其主要参数如下：表2-1电动机相关参数型号额定功率满载转速计算输出功率轴伸长中心高轴颈键槽宽y132m-47.5kw1460 r/min5.00kw80mm135mm38mm10mm皮带速度皮带拉力滚筒直径工作条件每天时间设计寿命转速功率0. 55m/s7500n365mm平稳连续16小时8年28.79r/min4.125kw表2-2带式输送机相关参数

4、2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总传动比对于多级传动计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。 2.3.1计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速 可得：总传动比2.3.2合理分配各级传动比由参考文献1中表23，取带传动比，则 两级减速器传动比由于减速箱是展开布置，所以，取高速级传动比，由得低速级传动比为，从而高速级传动比为表2-3传动比分配 总传动比电机满载转速电机-高速轴高速轴-中间轴中间轴-低速轴滚筒转速730r/min=3=4.78=3.54 28.79 r/min2.4算

5、传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。2.4.1 0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩 2.4.2 轴（高速轴）输入功率、转速、转矩 2.4.3 轴（中间轴）输入功率、转速、转矩 2.4.4 轴（低速轴）输入功率、转速、转矩 2.4.5 轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩 各项指标误差均介于+0.5%-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表4：带式传动装置的运动和动力参数 轴 名功率 p/kw转矩 t/nmm 转速 n/r/min传动比 i效率 /%电 机 轴532.711460399 轴

6、4.7593.22486.674.7897 轴4.61432.31101.813.5497 轴4.471484.2128.761 轴4.381455.2228.7698注：各轴输出都是依据该轴输入乘以该轴承效率得出，一对滚动球轴承效率取0.99.第3章 传动零件的设计计算3.1 减速箱外传动零件带传动设计 3.1.2 v带传动设计计算1、确定计算功率由2中表8-7查得工作情况系数由2中公式8-21：2、选择v带的带型根据及,由2中图8-11选用a型3、确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径由2中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径验算带速按2中公式8-13验算带的速度因为,故带速合

7、适。计算大带轮的基准直径。根据2中公式8-15a计算大带轮的基准直径 由2中表8-8取4、确定v带的中心距和基准长度 根据2中公式8-20，,初定中心距由2中公式8-22计算所需的基准长度 由2中表8-2选带的基准长度计算实际中心距由2中公式8-23计算5、验算小带轮上的包角根据2中公式8-25计算：6、计算带的根数z计算单根v带的额定功率由和,查2中表8-4a得根据和a型带查2中表8-4b得查2中表8-5得，查2中表8-2得,于是由2中公式8-26：计算v带的根数z 取3根7、计算单根v带的初拉力的最小值根据2中公式8-27： 其中q由2中表8-3得b型带应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压

8、轴力的最小值由1中公式8-28得： 9、带轮结构设计 查2中表8-10得大、小带轮总宽度：v型带传动相关数据见表3-0v。表3-0 v型带传动相关数据计算功率（kw）传动比i带速v (m/s)带型根数单根初拉力（n）压轴力（n）5.5311.64.a3150.20862.49小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距(mm)基准长度（mm）带轮宽度(mm) 小带轮包角1504505102000483.2 减速器内传动零件高速级齿轮设计3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机

9、器速度不高，按照2中表10-8，选择7级精度（gb10095-88）3. 材料 由2中表10-1选择：两者材料硬度差为40hbs 小齿轮 40cr 调质 硬度280hbs大齿轮 45钢 调质 硬度240hbs4. 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 齿数比3.2.2 按齿面接触强度设计1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数小齿轮转矩由文献2中表10-6查得材料弹性影响系数齿宽系数：由文献2中表107知齿宽系数由文献2中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： 计算应力循环次数由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数s=1由文献2中式10-

10、12 计算 由式试算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽b 计算齿宽与齿高比模数 齿高 计算载荷系数据 7级精度。由图10-8查动载荷系数直齿轮由文献2中表10-2查得使用系数由文献2中表10-4用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时由 在文献2中查图10-13 得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献2中式10-10a得 计算模数m 3.2.3 按齿根弯曲强度计算由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式1. 确定公式内各计算数值 由文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由文献2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳

11、许应力取弯曲疲劳安全系数 由2中式10-12 计算载荷系数k 查取齿形系数由2中表10-5查得 查取应力校正系数由2中表10-5查得 计算大小齿轮的 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，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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数2.92并根据gb1357-87就近圆整为标准值，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数大齿轮的齿数 取实际传动比：传动比误差： 允许3.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算分度

12、圆直径 中心距 齿轮宽度 取 圆周力：径向力：表3-1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮20°32634.153110294.5108102大齿轮141423415.5429973.3 减速器内传动零件低速级齿轮设计3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高，选择7级精度（gb10095-88） 材料选择小齿轮 40cr 调质 硬度280hbs大齿轮 45 调质 硬度240hbs 选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 3.3.2按齿面接触强度设计1.确定公式内各计算数值试选载荷系数 小齿轮传

13、递的扭矩由2中表10-6查得材料弹性影响系数由2中表10-7选取齿宽系数由2中图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 由2中式10-13计算应力循环次数 由2中图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数s=1由2中式10-12 2.计算 计算小齿轮分度圆直径，代入 计算圆周速度 计算宽度b 计算齿宽与齿高比模数m 齿高 计算载荷系数据 7级精度。由2中图10-8查动载荷系数；直齿轮。由2中表10-2查得使用系数。由2中表10-4用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时 由 查2中图10-13得 故载荷系数 按实际的载

14、荷系数校正所算得的分度圆直径，由2中式10-10a得 计算模数m 3.3.3按齿根弯曲强度计算由2中式10-5弯曲强度设计公式 1. 确定公式内各计算数值 由2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由2中式10-12 计算载荷系数k 查取齿形系数由2中表10-5查得 查取应力校正系数由2中表10-5查得 计算大小齿轮的 大齿轮的数值大2.设计计算 根据2中表101就近圆整为标准值计算小齿轮齿数 计算大齿轮齿数 实际传动比：传动比误差： 允许3.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径

15、 中心距 齿轮宽度 表3-2低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮20°53253.0632160147.5170160大齿轮98490477.55001553.4 轴的设计输入轴的设计3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料输入轴材料选定为40cr，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率 输入轴的转速 输入轴的转矩 圆周力：径向力：3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据2中表153，取 3.4.2初步设计输入轴的结构

16、根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度已知轴最小直径为，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值，为了与外连接件以轴肩定位，故取b段直径为。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6311（参考文献3），其尺寸为，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：。由于轴承长度为21mm，根据4中图5.3挡油板总宽度为18mm故，根据箱座壁

17、厚，取12 且齿轮的右端面与箱内壁的距离，则取，根据4中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，故。根据参考文献1表3-1知中间轴的两齿轮间的距离，估取，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为，因，故。设计轴承端盖的总宽度为45mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故。根据根据带轮宽度可确定图3-1输入轴结构简图.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度 轴的受力简图图3-2 输入轴的受力简图 （）计算支座反力h面 v面 （）计算h面及v面的弯矩，并作弯矩图h面da段： 当时，在d处当时，在a处bc

18、段： 当时，在b处当时，在c处v面（）计算合成弯矩并作图 （）计算并作图（）校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即c截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限结论：强度足够。图轴的载荷分析图3.5轴的设计输出轴的设计3.5.1初步确定轴的最小直径 1、确定轴的材料输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：输出轴的功率 输出轴的转速 输出轴的转矩 .初步确定轴的最小直径 3.5.2初步设计输出轴的结构输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的

19、轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩查表14-1，考虑到转矩变化很小故取，则：初选联轴器按照计算应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t5014-85,选用型号为hl7的y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径,故取半联轴器长度。 3根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 图3-4输出轴结构简图轴的结构设计（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度根据已确定的，由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取f段直径为。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并

20、根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61924（参考文献3），其尺寸为，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，故。由于轴承长度为22mm，挡油板总宽为18mm故，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为12mm，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取3mm，综上累加得出，。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出设计轴承端盖的总宽度为44mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故。按弯曲合成应力校核轴

21、的强度（1）绘制空间受力图（2）作水平面h和垂直面v内的受力图，并计算支座反力h面 v面 （3）计算h面及v面内的弯矩，并作弯矩图h面v面（4）计算合成弯矩并作图（5）计算并作图图3-5 输出轴的受力简图（6）校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即c截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限所以，强度是足够的。图轴的载荷分析图3.6轴的设计中速轴的设计1、中速轴的功率 中速轴的转速 中速轴的转矩 2、初步确定轴的最小径因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6414的深沟球轴承，其尺寸为。根据前两个轴的尺寸，不

22、难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。；图3-4 中间轴结构简图第4章 部件的选择与设计4.1轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。4.1.1输入轴轴承1. 轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷；轴承转速；轴承的预期寿命2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3 表22-1选择的6211轴承 4.1.2输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 ；轴承承受的转速 轴承的预期寿命 2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3 表22-1选择的6

23、1924轴承4.1.3中间轴轴承1.轴承类型的选择由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 ；轴承承受的转速 轴承的预期寿命 2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3表22-1选择的6014轴承.4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择a型普通平键。其尺寸依据轴颈，由2中表6-1选择。键长根据皮带轮宽度b=118选取键的长度系列取键长l=110. 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮

24、毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 gb/t 1096-20032、输出轴键连接 输出轴与齿轮4的键连接选择键连接的类型与尺寸一般8级以上的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）。据，由2中表6-1查得键的剖面尺寸为，高度。由轮毂宽度及键的长度系列取键长。 校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 gb/t 1096-2003 输出轴端与联轴器的键连接据输出轴传递的扭矩应小于联轴器公称转矩。查国家标准gb/t 5014-85。选用hl7型弹性联轴器。其公称转矩为。半联轴器孔径。 选择键连接的类型及尺寸据输出轴轴端直径，联轴器y型轴孔，轴孔长度选取a型普通平键 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由2中式6-1得