设计一带式输送机传动装置

1、机械工程学院机械制造与设计专业课程设计说明书机械制造工艺学课程设计任务书设计题目： 设计用于带式运输机的传动装置（生产纲领：10台） 班 级 设 计 者 指导老师 评定成绩 设计日期 2015年6月15日至2015年6月26日目录1、 设计任务书22、 传动方案拟定33、 电动机的选择，传动装置的运动和运动参数计算3四、传动零件的计算6五、轴的设计计算11六、滚动轴的计算和校核237、 联轴器的设计 24八.箱体的设计24九、润滑和密封的设计25十设计小结2611、 参考资料 26计算项目及内容主要结果一、设计任务书初始数据学号35： 输送带的牵引力F=1500N输送带的速度v=1.4m/s输

2、送带滚筒的直径D=340二、传动方案拟定方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。3、 电动机的选择、传动系统的运动和动力参数的计算（一）电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机功率的确定： 由电动机至工作机的传动总效率为： =（带）×（齿轮）×（连轴器）×（轴承） 式中：分别

3、为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。 取=0.96、=0.98、=0.99、=0.98 则：=0.922×0.97×0.99×0.9830.84工作机所需工作功率为： =×/(1000) ：工作机阻力 ：工作机线速度 =（1500×1.4）/（1000）=2.1kW 所以电机所需的工作功率： = FV/1000 =(1500×1.4)/(1000×0.84) =2.5(kw) 电机的额定功率 由>选取=3kW3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： 60×1000·V/（·D） =(6

4、0×1000×1.4)/（340·） =78 r/min根据课程设计P.14表3-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=35。 取带传动比=24 。则总传动比理论范围为：620。 故电动机转速的可选范为620即8282760 则符合这一范围的同步转速有：1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出两种适用的电动机型号：（如下表） 方案电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)质量/kg 1Y100L2-4314302.22.338 2Y132S-639602.02.063综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、

5、减速器传动比，可第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132S-6（二）确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速1、可得传动装置总传动比为： =/=960/78=12.3总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比 =× （式中分别为带传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据课程设计P.14表3-2，取=3则=4.1（3） 确定传动装置的运动和动力设计（1）计算各轴的转数： 电机轴：=960 （r/min）中间轴：= /=960/3=320 （r/min） 低速轴：=/=320/4.1=78（r/min）滚筒：=78（r/mi

6、n）（2） 计算各轴的功率：kW 电机轴：= 中间轴：=2.76 低速轴：=2.62 滚筒：= =2.55 式中：分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。 (3)计算各轴的输出转矩：N·m 由=可得：电机轴：=29.843中间轴: =82.368低速轴: =312.211电机轴中间轴低速轴滚筒功率/kW32.762.622.55转矩/N·m29.84382.368312.211转速/(r/min)9603207878传动比i34.11效率0.890.960.97四、传动零件的计算（一）V型带零件设计 1.计算功率： =×P=1.2×3=3.6Kw

7、-工作情况系数，查表8-8取值1.2 P-电动机的额定功率2.选择带型根据=3.6kW，n=960,可知选择A型；机械设计第八版157页由表86和表88取主动轮基准直径=100则从动轮的直径为=×=3×100=300mm,从表8-8取=315mm3. 验算带的速度 根据机械设计式（8-13）计算带速=3.14×100×960/(60×1000)=5.02m/s带速不宜过高或过低，一般应使=530 m/s55.0230 故带速合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(+)<<2(+)，初步确定中心矩=500mm5.计算带所

8、需的基准长度：=2+（+）/2+(-)2/4=2×500+3.14×(100+315)/2+(315-100)2/4×500=1674mm 带的基准长度根据由机械设计表8-2选取 =1640mm计算实际中心距a=500+(1640-1674)/2=483mm确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld532 amin=a-0.15Ld2376.验算小带轮上的包角=155°>1200机械设计公式8-257. 确定带的根数Z 由=100和=960查表8-4得=0.95 根据=960，=3和A型带查8-5=0.11 查表8-6得=0.92，查表8-2得

9、=0.89 Z =3.997 取Z=4 8.计算预紧力 机械设计公式8-27的引用 机械设计查表4.8得q=0.1（kg/m） =500×3.6/(49*4)×(-1)+0.1×7.492=128N 9.计算作用在轴上的压轴力 =2sin=812N 10.带轮结构设计 带轮的材料采用铸铁 主动轮基准直径dd1=100mm，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直 径dd2=315mm，采用孔板式。 11.主要设计结论 选用A型普通V带4根，带基准长度1640mm，带轮基准直径=100mm， =315mm（2） 齿轮的设计 1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（

10、1）按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动；(2) 减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精 度（GB10095-88）；(3) 选择材料。由表10-1可选择大、小齿轮的材料为20Gr(调质)，硬度为 59HBS， =5.8HRC=5.8×59=342Mpa 23HRC=23×59=1357Mpa 2.按齿根弯曲疲劳强度设计模数、小齿轮转距、齿宽系数、齿数比。 （1）计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P/n=82368N·mm （2）根据中等冲击、对称布置K=1.6 （3）对称布置、取 =0.8 (4)因减速传动，u=i

11、=4.1 (5)=15° （6）选小齿轮的齿数为19，则大齿轮的齿数为z2=19×4.1=77.9，取z2=78 (7) Zv1=Z1/COS3=21.08 Zv2=Z/COS3=85.26 YFS1=4.31 YFS2=4.12 YFS1/ =4.31/342=0.0126> YFS2/ =4.12/342=0.0121 所以小齿轮应当以小齿轮为设计依据 =2.38（mm) 3.配凑几何参数中心距1) 取标准模数mn=2.52) 计算中心距a=mn(+)/2cos=122.5(mm) 为了便于安装取a=122 =arccosmn(+)/2a=13 18 144.计算

12、齿轮的主要尺寸及分度圆直径 （1）=mn/cos=44(mm) =mn/cos=196.2(mm) (2)校核中心距 =122.5（mm) (3)齿宽：b2=d1=0.8×48.8=39.04(mm) 取b2=40(mm) 则b1=b2+(510)=4550(mm) 5.校核齿面接触疲劳强度材料系数 齿面接触应力：6. 主几何尺寸计算 （1）分度圆直径 =48.80（mm) =196.2(mm) da1=48.80+2×1×2.5=53.80(mm) da2=196.2+2×1×2.5=201.2(mm) df1=48.80-2×(1

13、+0.25)×2.5=42.55(mm) df2=196.2-2×(1+0.25)×2.5=189.95(mm) 7.主要设计结论 齿数=19，=78，模数m=2.5，=15°，中心距a=122.5(mm)，齿宽=45mm，齿宽=40mm。 五轴的设计及计算（1） 高速轴的设计及计算1. 已知高速轴的转速=320r/min,转矩=82.368N·m,输入功率=2.76kW2. 作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径=·m=19×2.5=47.5mm=1350N=502N Fa=tan=351N 圆周力 径向力3. 初步确定轴

14、的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计表15-3取=112则根据公式=19.94mm所求最小直径应为受扭部的最细处，即装带轮处的轴径，该处有一键槽，且轴的直径小于100mm，故轴径应增大7%，即：d=1.07×19.94=21.3358，取标准值d=22mm；4. 轴的结构设计（1） 主动轴的设计（1）第一段轴 =22mm, =50mm (2)第二段轴考虑轴间定位，以及密封圈选型： 毡圈25 内径d=25mm 考虑轴承盖的宽度以及距轴承的距离。 故第二段轴 =25mm =43mm (3) 第三段轴，非定位轴肩自由确定，即可轴承选型：型号:7206C基本尺寸/mm|d:

15、30基本尺寸/mm|: 62基本尺寸/mm|B: 16安装尺寸/mm|da (min): 36安装尺寸/mm|Da (max): 56考虑到甩油环的宽度故 =30mm =30mm（4）第四段轴 非定位轴肩自由确定,>即可。宽度可以看情况而定。 故 =35mm =6.5mm（5）第五段轴 通过齿轮的计算已经得出。 故 =44mm =57mm (6)第六段轴与第四段轴对称。故 =38mm =6.5mm. (7) 第七段轴与第三段轴对称,故 =30mm, =30mm。通过以上计算。可得轴图如下： 5.传动零件的周向固定及其他尺寸 齿轮及联轴器均用A型普通平键。连接齿轮处为键149联轴器处为键1

16、08，参照7209C型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=2mm，轴端倒角为25.按弯扭合成应力校核轴的强度按当量弯矩校核轴的强度齿轮右端面与轴之间的截面弯矩较大是一个危险截面，对其校核，该处轴的最大弯矩为 ，视=0.59，T=50000Nmm对于45钢， =650MPa ， 则为（0.090.1），即58.565MPa，取=60MPa，轴的计算应力为： <=60MPa,满足强度要求。（2） 从动轴的设计计算1. 已知高速轴的转速=78r/min,转矩=312211N·mm,输入功率=2.55kW2. 作用在齿轮上的力已知齿轮与齿轮之间的力为作用力与反作用力！故大小相等，

17、方向相反=1350N=502N Fa=tan=351N 圆周力 径向力3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计表15-3取=115则根据公式 =31.328mm由于最小直径处装联轴器，所以有一个键槽，估值径应增大7%，即：取值d=35mm连接联轴器选型：联轴器的计算转矩,查表14-1=1.3=1.3×193076N·mm=250998N·mm选用LX型弹性联轴器，查表课程设计175页型号: LX3公称转矩Tn/(Nm): 1250许用转速n|钢(r/min): 4700轴孔直径d1、d2、dz钢(mm): 32,35,38轴孔长度L(mm

18、)推荐: 424.初定各轴段直径（1）第1轴段结构参数=35mm =42mm （2）第2轴段结构参数初定定位轴肩 h=5mm密封圈选型：内径d=40mm考虑轴承盖的宽度以及距轴承的距离故 =40mm =30mm(3) 第3轴段结构参数 非定位轴肩自由确定， 即可型号:7209C基本尺寸/mm|d: 45基本尺寸/mm|: 85基本尺寸/mm|B: 19安装尺寸/mm|da (min): 52安装尺寸/mm|Da (max): 78考虑到甩油环的宽度，齿轮距箱体内壁的距离,故取 =45mm =6.5mm(4) 第四段轴参数 取安装齿轮处的直径为50mm，又知齿轮宽度为57 mm， 为压紧齿轮，长

19、度为57mm.故 =50mm =57mm(5)第五段轴参数 齿轮的右端采用轴间定位，取轴间高度为6.5mm。 故 =59mm =6.5mm (6)第六段轴参数 应根据轴承可以来确定轴的直径，此段的长度应该轴 承和甩油环共同决定。由上面可知：=45mm =30mm（1）判断危险面在C-D这个截面上虽然受到的弯矩较大，但由于这个截面的直径很大，其抗弯能力是很强的。A、B截面只受扭矩作用，虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕的情况下确定的。D、E截面的轴径都很大，也不必校核。由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核C截面的左右两侧。（2）截面C左侧抗弯截面系数抗扭截面

20、系数截面C左侧的弯矩M为（作处弯矩的近似计算）截面C上的扭矩截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，及按附表3-2查取。因，用插值法可得，又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为，故有效应力集中系数，按机械设计附表3-4为 由附图3-2的尺寸系数；由附图3-2的尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，按式得综合系数为 又由及得碳钢的特性系数 取 取于是，计算安全系数值，按式得 故其安全。（3）截面C右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面C左侧的弯矩M为截面C上的扭矩截面上的弯曲应力

21、截面上的扭转切应力过盈配合处的，由机械设计附表3-8，用插值法求出，并取，于是有，则轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为 所以轴在截面C右侧的安全系数为 因此，在截面C右侧的强度也是足够的。至此，高速级、低速级两根轴的设计已经完成了。6.传动零件的周向固定及其他尺寸带轮处采用A型普通平键，键（GB1095-1990,GB1096-1990）键长选择比带 轮宽度稍短，选40mm.为加工方便，参照7206C型轴承安装尺寸，轴上过渡圆 角半径全部取r=1mm轴端倒角为强度满足要求六滚动轴承的选择及校核计算（一）高速轴处1) 初步计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受合力：根据条件

22、轴承预计寿命温度系数计算额定动载荷=14446.28N选7206C型轴承 =208767h>48000h 选用轴承合格（二）低速轴处计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受合力计算额定动载荷=8921.82N选用7209C型轴承=3857498h>48000h 选用轴承合格七联轴器的选择两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高故选用弹性柱销联轴器。载荷计算：计算转矩根据，轴径d，转速n查标准GB5014-1985选用LX3弹性柱销联轴器，其公称转矩=1250Nm,许用转速4700r/min,符合要求八.箱体设计为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆

23、检修，箱座的定位，吊装等附件的设计1) 检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔盖板用螺钉固定在箱盖上。2) 通气器：保持箱内外压力平衡，避免使润滑油渗漏因而设置通气器。3) 轴承盖：固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承座孔两端用轴承盖封油，采用凸缘式轴承盖。4) 定位销：保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持轴承座孔制造加工时的精度应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销，采用非对称布置。5) 油面指示器：采用油标尺检查箱内油池面的高度经常保持油池内有适量的油。6) 放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺赛堵

24、住。7) 启箱螺钉：为方便开启平时用水玻璃或密封胶连接的箱体剖面，增设启箱螺钉在启盖时旋动螺钉将箱盖顶起。8) 起吊装置：为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环或吊钩等。9) 密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。10) 中心距箱体结构尺寸选择如下表：=0.84=2.1kW=2.5(kw)=3kW78 r/min电动机型号：Y132S-6=12.3带轮：=3齿轮：=4.1转速：r/min=960 =320 =78=78功率：kW=3=2.76=2.62 =2.55输出转矩：N·m =29.843 =82.368 =312.211=3.6KwA型带=

25、100=315mm中心矩=500mm=1674mm=1640mm=483mm=155°根数：Z=4=128N=812N=100mm=315mm=342Mpa=342MPa1357Mpa1357MpaK=1.6 =0.8u=i=4.1=15小齿轮齿数19z2=78mn=2.5=44mm=196.2(mm)a=122.5(mm)b2=40(mm)b1=45=48.80（mm)=196.2(mm)da1=153.80(mm)da2=201.2(mm)df1=42.55(mm)df2=189.95(mm)=19.94mmd=22mm=22mm =50mm=25mm =43mm=30mm =3

26、0mm=35mm =6.5mm=44mm =57mm=38mm =6.5mm=30mm =30mmd=35mm250998N·mm联轴器型号:LX3=35mm =42mm=40mm =30mm=45mm =6.5mm =50mm =57mm =45mm =6.5mm=40mm =30mm名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度P20地脚螺钉直径dfM16地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d28轴承端盖螺钉直径d36/8窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6df，d1, d2至外机壁距离C122，20，15d1， d2至凸缘边缘距离C218，13轴承旁凸台半径R120凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离 145大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10机座肋厚m168轴承端盖外径D292，125轴承旁