带式—输送机传动装置说明书

1、带式输送机传动装置说明书 作者： 日期：2 个人收集整理 勿做商业用途机电工程学院机械设计 课程设计题 目 名 称 设计一带式输送机传动装置 课 程 名 称 机械设计 课程设计 学 生 姓 名 XXX 学 号 29100101062 班 级 09机械C班 指 导 教 师 XX 电子科技大学中山学院机电工程学院2012年6月18日计算项目及内容主要结果1、 课题题目设计带式输送机传动装置 传动简图如图1所示。工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作,输送机工作轴转速允许误差为±5。带式输送机的传动效率为0.96.图1 带式输送

2、机传动简图图2 电动机带式输送机的设计参数:输送带的牵引力1。25kN;输送带的速度为：1.8m/s;输送带滚筒的直径250mm。简图1中的1、2、3、4、5、6分别为：1、电动机；2、三角带传动;3、减速器；4、联轴器;5、传动滚筒;6、皮带运输机。计算项目及内容主要结果2、 电机的选择1、 类型和结构的选择三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，但一般应用于工业。Y系列电动机是一般用途的全封闭式自扇冷式三相异步电动机,具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机器上，如风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。所以,选用Y系列电动

3、机作为带式输送机的电机。2、 功率的确定 电机的容量（功率）选择是否合适,对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作机的正常工作,或使电动机因长期过载而过早损坏；若容量过大，则电动机价格高，能力不能充分利用,而且因为经常不在满载下运行，其效率和功率因数较低，造成浪费. 工作机所需功率Pw(KW）Pw=FwVw/w=1。25KN×1。8m/s÷0.962.34KW式中，Fw为工作机的阻力，KN；Vw为工作机的线速度，m/s;为工作机的效率，带式输送机可取w=0.96。电动机至工作机的总效率总=1·2·3·4·

4、;5 1为三角带的传动效率，2为齿轮传动效率，3为滚动轴承的效率,4为联轴器的效率，5为运输机平型带传动效率。参考机械设计课程设计表3-1机械传动效率概略值,第13页，得：总=1·2·3·4·5=0.96×0.97×0。98×0.99×0。960.88 所需电动机的功率Pd(KW)Pd=Pw/总=2.34/0。88KW=2.66KW 电动机额定功率Pm按PmPd来选取电动机型号。电动机功率的大小应视工作机构的负载变化状况而定。3、 转速的确定 滚筒轴的工作转速为nw=60×1000Vw/D=(60

5、5;1000×1。8）/(3.14×250)138r/min Vw为皮带输送机的带速，D为滚筒的直径。 额定功率相同的同类型电动机,有几种不同的同步转速。例如三相异步电动机有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min。一般最常用、市场上供应最多的是同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机,综合考虑各种情况,决定选用1000r/min的电动机。 选用Y系列电动机，参考机械设计课程设计表177 Y系列(IP144）三相异步电动机的技术数据,第178页，得：电动机的型号为Y132S-6，额定功率（Pm）为3K

6、W（实物如图2），满载转速（nm）为960r/min。2、 传动比的分配1、电动机选定后，根据电动机的满载转速nm和工作机的转速nw即可确定传动系统的总传动比I,即I=nm/nw=960/138=6.9566.962、传动系统的总传动比i是各串联机构传动比的连乘积，即I=i1i2=6.96式中，i1,i2为传动系统中各级传动机构的传动比.3、传动比分配的一般原则各级传动比可在各自自荐用值的范围内选取。各类机械传动比荐用值和最大值，参考李育锡的机械设计课程设计表32 各类机械传动的传动比，第14页。分配传动比应注意使各传动件的尺寸协调、结构匀称和利于安装。传动零件之间不应造成互相干涉.使减速器各

7、级大齿轮直径相近,以利于实现油池润滑。使所设计的传动系统具有紧凑的外廓尺寸。4、所以，传动系统中V型带机构的传动比i1选择2，则齿轮机构的传动比i2为3.48。3、 传动参数的计算机器传动系统的传动参数主要是指各轴的转速、功率和转矩，它是进行传动零件设计计算的重要依据。各轴的转速n(r/min)高速轴1的转速：n1=nm中间轴2的转速：n2=n1/i1=960/2=480r/min低速轴3的转速：n3=n2/i2=nm/(i1i2)=480/3。48=138r/min滚筒轴4的转速：n4=n3=138r/min式中，nm为电动机的满载速度；i1为高速级传动比；i2为低速级传动比。各轴输入功率P

8、（KW）高速轴1的转速：P1=Pm=3KW中间轴2的转速：P2=P11g=3×0。96×0。99=2。85KW低速轴3的转速：P3=P22g=2。85×0.97×0。99=2。74KW滚筒轴4的转速：P4=P3c3=2.74×0.99×0.96=2。60KW式中,Pm为电动机额定功率（KW）；c为联轴器效率；g为一对轴承的效率；1为V型带传动的传动效率；2为低速级齿轮传动效率。各轴的输入转矩T(Nm)高速轴1的转速：T1=9550P1/n1=9550×3/960=29。84Nm中间轴2的转速：T2=9550P2/n2=955

9、0×2.85/480=56。70Nm低速轴3的转速：T3=9550P3/n3=9550×2.74/138=189。62Nm滚筒轴4的转速：T4=9550P4/n4=9550×2.60/138=179。93Nm4、 V型带的设计1、 确定计算功率 计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的Pca=KAP。×KW.KW式中，Pca为计算功率，KW; KA为工作情况系数,这里取KA.，参考,教材第八版机械设计表8-7 工作情况系数KA，第156页； P为所传递的额定功率,如电动机的额定功率或名义的负载功率，KW。2、 选择V带的带型根据计算的功率P

10、ca和小带轮转速n1，确定普通V带为A型，参考，教材第八版机械设计图811 普通V带选型图，第157页。由可得到小带轮的基准直径范围为80mmdd100mm，再参考教材第八版机械设计的表86 V带轮的最小基准直径和表8-8 普通V带的基准直径系列，确定大小带轮的基准直径，应使dd1(dd）min，初选dd1为100mm,dd2=2dd1=200mm,则带速V1为：V1=dd1n1/（60×1000)=3。14×100×960/（60×1000）m/s5.02m/s因为算出来的带速为5。02m/s，在525m/s范围内，符合要求。 确定中心距a，并选择V带

11、的基准长度Ld.根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，通过计算,0。7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 210mma0600mm初定中心距为a0=300mm。计算相应的带长Ld0Ld02a0+/2×（dd1+dd2)+(dd1+dd2）2/4a0=2×300+/2×（100+200)+(100+200)2/（4×300）=1146mm带的基准长度Ld根据Ld0，参考教材第八版机械设计表8-2 V带的基准长度系列及长度系数KL,第146页，得Ld=1250mm。 计算中心距a及其变动范围传动的实际中心距近似为aa0（LdLd0）/2=300

12、（12501146)/2=352mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧需要，常给出中心距的变动范围为amin=a0。015Ld=3520.015×1250334mmamax=a+0.03Ld=3520。03×1250390mm 验算小带轮上的包角1由设计经验可得，小带轮上的包角1小于大带轮上的包角2；小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力.因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使190011800(dd2dd1)×57。30÷a=1800(200100）×57。30÷3

13、52163.70900 确定带的根数zPca为计算功率,由式Pca=KAP得出,其中，KA为工作情况系数，P为传递的功率；Pr为额定功率，由式Pr=（P0P0)×Ka×KL得出，其中，P0为单根普通V带所能传递的最大功率，参考教材机械设计表84a 单根普通V带的基本额定功率P0，第152页，经计算得P0=0.78KW,P0为单根V带额定功率的增量,参考教材第八版机械设计表84b 单根普通V带额定功率的增量P0，第153页，经计算得P0=0.02KW，Ka为包角不等于1800时的修正系数,参考教材第八版机械设计表85 包角的修正系数，第155页,经计算得Ka=0.96,KL为

14、当带长不等于实验规定的特定带长时的修正系数，参考教材第八版机械设计表82 V带的基准长度系列及长度系数KL，第146页，KL=0。93,则， Z=Pca/Pr=KAP/（P0P0）×Ka×KL=3.6/（0。780。02)×0。96×0.935。0410为了使各根V带受力均匀，带的根数不宜过多，一般少于10根，经鉴定,符合要求,Z取6。 确定带的初拉力F0 下式中，q为传动带单位长度的质量，kg/m,参考教材第八版机械设计表83 V带单位长度的质量，第149页,得p=0.1kg/m.F0min=500×（2.5Ka)Pca/Kazvqv2=50

15、0×(2。50。96）×3。6/(0。96×6×5。02）0。1×5.02298.39N对于新安装的V带，初拉力为1.5F0min；对于运转后的V带，初拉力应为1。3F0min，则初拉力应选F0=1。5F0min. 计算带传动的压轴力Fp为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力Fp，参考教材第八版机械设计图813 压轴力计算示意图,第159页。Fp=2zF0sin(1/2）=2×6×1。5×98.39×sin（163.70/2）=1753.13N式中,1为小带轮的包角。 V带小轮二维零件图（

16、如图3）图3五、圆柱齿轮的设计1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动. 输送机为一般工作机器，速度不高，可以选用7级精度(GB 1009588)。 材料的选择，参考教材第八版机械设计表101 常用齿轮材料及其力学特性，第191页，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差40HBS. 选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=3.48×20=69.6,取z2=70。2、 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即（1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。

17、 计算小齿轮传递的转矩。T1=(95.5×105P2)/n2=95.5×105×2。85÷480=5.67×104N·mm 参考教材第八版机械设计表107 圆柱齿轮的齿宽系数d,第205页,选取齿宽系数d=1。 参考教材第八版机械设计表10-6 弹性影响系数ZE，第201页，ZE=189.8MPa½。 参考教材第八版机械设计图1021d 齿轮的接触疲劳强度极限Hlim，第209页,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。 计算应力循环次数，其中，j为齿

18、轮每转一圈时，同一齿轮面啮合的次数;Lh为齿轮的工作寿命(单位为h）。N1=60n2jLh=60×480×1×(2×8×300×10)1。38×109N2=N1/i2=(1。38×109）/3.483。97×108 参考教材第八版机械设计图1019 接触疲劳寿命系数KHN（当NNC时,可根据经验在网纹内取KHN值），取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2=0.97. 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1。1=（KHN1Hlim1）/S=0。92×600MPa=552MP

19、a2=（KHN2Hlim2)/S=0。97×550MPa=533。5MPa(1) 计算 试算小齿轮分度圆直径=53。12mm 计算圆周速度vV=（d1tn2)/(60×1000）=(×53.12×480）/（60×1000）m/s=1.33m/s 计算齿宽bb=d·d1t=1×53。12mm=53。12mm 计算齿宽与齿高之比b/h 模数：mt=d1t/z1=53.12/20mm=2.656mm 齿高：h=2。25mt=2。25×2。656mm=5.98mm b/h=53。12/5.98=8.89 计算载荷系数根据

20、v=1。33m/s，7级精度,参考教材第八版机械设计图108 动载系数Kv，第194页，查得动载系数为Kv=1.06；直齿轮，KHa=KFa=1;参考教材第八版机械设计表102 使用系数KA，第193页,查得使用系数KA=1；参考教材第八版机械设计表104接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KH，第196页，用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，经计算得KH=1。418。由b/h=8。89，KH=1。418，参考教材第八版机械设计图1013 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF,第198页，KF=1.33，故载荷系数K=KAKvKHaKH=1×1。06×1

21、5;1.418=1。503按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数m：m=d1/z1=55.752/20mm=2。79mm3、 按齿根弯度强度设计 弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值 参考教材第八版机械设计图10-20c 调质处理钢的FE，第208页,查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa; 参考教材第八版机械设计图1018 弯曲疲劳寿命系数KFN(当NNC时，可根据经验在网纹内取KFN值）,第206页，取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.92； 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1。4，则F1=

22、（KFN1FE1)/S=0.90×500MPa=450MPaF2=(KFN2FE2）/S=0.92×380MPa=349.6MPa 计算载荷系数KK=KAKvKFaKH=1×1.06×1×1。33=1。410 查取齿形系数和应力校正系数 参考教材第八版机械设计表10-5齿形系数YFa和YSa，第200页，YFa1=2。8，YFa2=2。24；YSa1=1。55,YSa2=1。75。 计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F1=2。8×1。55/450=0.00964YFa2YSa2/F2=2。24×1。7

23、5/349。6=0。01121 可以看出，大齿轮的数值大。 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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1.65并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=55。752mm,算出小齿轮齿数:z1=d1/m=55.752/228。 大齿轮齿数：z2=3。48×28=97.4,取z2=98。这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到了结构紧凑，避

24、免浪费。4、 几何尺寸计算 计算分度圆直径d1=z1m=28×2=56mmd2=z2m=90×2=180mm齿根圆直径:齿顶圆直径：计算中心距：a=（d1d2)/2=（56180）/2=118mm计算齿轮宽度：b=dd1=1×56=56mm取B2=56mm，B1=61mm。六、轴的设计计算1、轴的材料和热处理的选择。根据题目意思，本轴并无特殊要求，也没要尺寸大小限制，只要选择合理即可.选45号钢，调质处理，HB217255.2、 按扭矩估算最小直径。参考教材第八版机械设计表153轴的常用几种材料的及值，第370页,查表得在126至103之间，取=115.主动轴:考

25、虑键：选取标准直径：。从动轴：考虑建：选取标准直径：3、 轴的结构设计（构想的轴如图4）。图4根据轴上零件的定位、装拆方便的要，同时考虑到强度的原则,主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。轴段的确定：由V带轮的计算可得,小带轮的长度为93mm，由上面计算可得轴的直径最小值为22mm，所以选择轴径为25mm，长度为90mm。轴段和的确定：考虑轴受力较小且主要是径向力,故选用单列向心球轴承,主动轴承根据轴颈值查机械零件设计手册选择6206两个（GB/T 2761993)，内径为30mm,外径为62mm，宽度为16mm。套筒选择10mm长的，挡油圈选择2mm的,参考机械设计课程设计表51 铸铁减速器箱体结构

26、尺寸之一，第23页，得箱座壁厚为10mm.由上面的,分析得轴段的轴径为30mm，长度为40mm；轴段的轴径为30mm，长度为28mm.轴段的确定：由上面齿轮的计算可得，轴径为56mm，长度为61mm。轴段和的确定：根据以往经验可得，轴径都为45mm,长度都为8mm。4、主动轴的二维图如图5（键槽的大小还没确定）。图5主动轴5、同理可求得从动轴的二维图如图6（键槽大小还没确定）。图6从动轴6、 危险截面的强度校核。（1）从动轴的强度校核圆周力:径向力:由于为直齿轮,轴向受力。从动轴的受力简图如图7所示。图7L=114mm扭矩：校核：由图表查得，考虑建槽：则强度足够.（2） 主动轴的强度校核，作主

27、动轴的强度校核如图8所示。图8L=117mm扭矩：校核：由图表查得，考虑建槽：则强度足够.七、滚动轴承的选择.考虑轴受力娇小且主要是径向力,故选用单列向心球轴承。主动轴承根据轴颈值查机械零件设计手册选择6206两个（GB/T 2761993），从动轴承6209两个（GB/T 2761993)两轴承承受纯径向载荷主动轴轴承寿命:深沟球轴承6206，基本额定动负荷，。预期寿命为:10年，两班制所以，轴承寿命及格。从动轴轴承寿命:深沟球轴承6209，基本额定动负荷，,.预期寿命为:10年，两班制所以，轴承寿命及格。8、 键的选择及校核1、 主动轴外伸端，考虑到键在轴中部安装，故选键6×28

28、 GB 1096-1990，b=6mm，L=28mm，h=6mm.选择45钢，其许用挤压应力。则强度足够，合格.2、 从动轴外伸端，考虑到键在轴中部安装,故选键10×40 GB 10961990，b=10mm，L=40mm,h=8mm.选择45钢,其许用挤压应力。则强度足够，合格。3、 与齿轮连接处，考虑到键在轴中部安装,故选键10×45 GB 1096-1990，b=10mm，L=45mm，h=8mm。选择45钢,其许用挤压应力。则强度足够，合格.九、联轴器的选择由于减速器载荷平稳,速度不高，无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题,选用弹性套柱销联轴器,K=1.3。选用TL6

29、型(GB 124581990）弹性套柱削联轴器，公称尺寸转矩=250（），。采用Y型轴孔，A型键,轴孔直径d=32至40mm，选d=35mm，轴孔长度L=82mm。TL6型弹性套柱销联轴器有关参数。公称转矩：250（)；许用转速：3300(）;轴孔直径:35mm;轴孔长度：82mm；外径：160mm；材料:HT200;轴孔类型:Y型;键槽类型:A型。十、箱体主要结构尺寸计算箱体是一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半,所以箱体结构对工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体

30、结构与受力均较复杂,各部分民尺寸按经验公式在装配草图的设计和绘制过程中确定如下：1.箱座壁厚;2.箱座凸缘厚度b=1。5，；3。箱盖厚度；4。箱盖凸缘厚度；5。箱底座凸缘厚度；6.轴承旁凸台高度h=45mm，凸台半径R=20mm；7.齿轮轴端面与内机臂距离；8.大齿轮齿顶与内机壁距离；9.小齿轮端面到内机壁距离；10.上下机体肋板厚度；11。主动轴承端盖外径；12。从动轴承端盖外径=130mm；13。地脚螺栓M16，数量6根。十一、减速器附件的选择及简要说明1.安装端盖的螺栓12个，材料为Q235，规格M6×16 GB 57821986；2.安装端盖的螺栓24个,材料为Q235，规格

31、M8×25 GB 5782-1986；3。定位销2个，材料为35，规格A6×40 GB 1171986;4.调整安装垫圈3个，材料为65Mn,规格10 GB 93-1987；5.安装螺母3个,材料为A3,规格M10 GB 61071986;6。测量油面高度的油标尺1条，材料为组合件；7.透气通气器1个，材料为A3。十二、减速器润滑方式、密封形式、润滑油牌号及用量的简要说明1.润滑方式。（1）齿轮v=1。33m/s12m/s，应用喷油润滑。但考虑成本及需要选用的浸油润滑；（2)轴承采用润滑脂润滑.2。润滑油牌号及用量。（1）齿轮润滑选用150号机械油（GB 4431989），

32、最低最高油面距（大齿轮）10mm至20mm，需油量为1。5L左右;（2）轴承润滑选用ZL3型润滑脂（GB 7324-1987），用油量为轴承间隙的1/3至1/2为宜。3。密封形式。（1）箱座与箱盖凸缘的密封：选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法;（2）观察孔和油孔等处结合面的密封：在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封;（3）轴承孔的密封：闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖间的间隙,由于v<3m/s故选用半粗羊毛毡加以密封.十三、设计小结经过一个月的设计计算，终于把该设计的所有工作都完成了，由于设计过程中经常遇到一些别的事情，耽误了一些时间，所以本次设计显得比较仓促，考虑不周的地方也是在所难免的,但是经过了查找资料、咨询老师、询问同学最终还是顺利把该设计完成了.在做本设计的过程中，遇到了很多问题，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。通过自己的努力（查资料、问同学）把问题解决，当问题一个个被解决的时候,自己的内心是喜悦的，那是一种无法描述的愉悦