带式输送机传动系统设计

1、湖南工业大学机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋 机械工程学院 学院（系、部） 2014 2015 学年第 1 学期 课程名称 带式输送机传动系统设计 指导教师 职称 学生姓名 专业班级 学号 题 目 带式输送机传动系统设计 成 绩 起止日期 年月 日 年 月 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书2课程设计说明书3课程设计图纸张456机 械 设 计设计说明书带 式 输 送 机 传 动 系 统 设 计起止日期： 年 月 日 至 年 月 日学生姓名 班级学号成绩指导教师(签字)目录1设计任务11.1设计任务11.2传动系统参考方案11.3原始数据21.4工作条件22

2、电动机的选择32.1 电动机的类型和结构形式32.2 确定电动机的转速32.3 确定电动机的功率和型号33传动系统的运动和动力参数的计算53.1计算总传动比和分配各级传动比 53.2计算传动装置的运动参数和动力参数54传动零件的设计计算74.1带传动74.2齿轮传动105轴的设计计算205.1第轴设计205.2第（II）轴设计235.3第（I）轴设计296轴承、连接件、润滑密封及联轴器的选择计算316.1轴承校核316.2键联接346.3润滑设计356.4密封367 装配图及零件图的设计与绘制378附件的设计´ ´378.1.窥视孔盖和窥视孔378.2.放油螺塞=378.3

3、游标378.4通气孔 由查表确定尺寸如下：378.5启盖螺钉378.6定位销388.7环首螺钉、吊环和吊钩388.8铸造箱体的结构形式及主要尺寸389 设计小结3910参考资料目录40 1设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，要求传动系统含有V带传动及两级圆柱齿轮减速器。1.2传动系统参考方案 带式输送机由电机驱动。电动机1通过V带传动2将动力传入两级圆柱齿轮减速器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齿轮传动4联轴器5.运输带 6输送带图1-1带式传动系统示1.3原始数据运输带的有效拉力F=4000N，运输带速度v=0. 45m/s（允许

4、误差5%）,卷筒直径D=350mm。减速器设计寿命为5年 1.4工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为±5%；二班制（每班工作8h）,要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。2电动机的选择2.1 电动机的类型和结构形式 电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。2.2 确定电动机的转速由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般机械中，用的最多的是同步转速为1500或1000的电动机。这里1500的电动机。2.3 确

5、定电动机的功率和型号 1.计算工作机所需输入功率 由原始数据表中的数据得 2.计算电动机所需的功率 式中，为传动装置的总效率 式子中分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。 带传动效率 一对轴承效率 齿轮传动效率 联轴器传动效率 滚筒的效率 总效率 、确定电动机型号符合这一范围的同步转速有750，1000，1500 ，3000r/min 电动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)电流/A堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩堵转电流/额定电流Y100L23.028706.392.32.27.0Y100L243.014206.822.22.37.0Y132S43.09607.232.02.

6、26.5Y132M83.07107.722.02.05.5综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较四种方案可知：因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。Y100L2-4 适中。故选择电动机型号Y100L2-4。运输带转速3传动系统的运动和动力参数的计算3.1计算总传动比和分配各级传动比3.1.1确定总传动比电动机满载速率，工作机所需转速总传动比为各级传动比的连乘积，即3.1.2分配各级传动比总传动比初选带轮的传动比，减速器传动比取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比的1.3倍，所以求的高速级传动比=5，低速级齿轮传动比=43.2计算传动装置的运动参数和动力参数

7、3.2.1计算各轴的转速 传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I,II,III轴。 3.2.2计算各轴的输入功率 3.2.3计算各轴的输入转矩 传动装置参数见表31表31 传动装置的运动参数和动力参数轴号转速（r/min）输入功率(kW)输入转矩(N·m)I5762.4540.62II115.22.5187.678III28.82.19734.494传动零件的设计计算4.1带传动 4.1.1确定计算功率并选择V带的带型 1.确定计算工率 由机械设计课本57查的工作情况系数，故 2.选择V带的带型 根据，查图选用A型。4.1.2确定带轮的基准直径并验算带速1.初选小带轮的基准直径。

8、由表58和表59，取小带轮的基 。2.验算带速。按机械设计课本式（521）验算带的速度 因为，故带速合适。3.计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 根据表5-9，圆整为。4.1.3确定V带的中心距和基准长度 1.根据机械设计式（522） 初定中心距为。 2.机械设计课本式（523）计算所需基准长度 表52选带轮基准长度。3.按式（524）计算实际中心距。 中心距的变化范围为。 4.1.4验算带轮包角 4.1.5计算带的根数 1.计算单根V带的额定功率 由和，查表54得 根据，和A型带查表55得 查得表56得，查表得，于是 2.计算V带的根数Z 取6根 4.1.6确定带的初拉力和压轴力表5

9、1得A型带单位长度质量，所以 应使带的实际初拉力 压轴力最小值4.1.7带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT2002.带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照机械设计课本大带轮结构简图如图41图414.2齿轮传动（一）高速级齿轮传动4.2.1选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数 4.2.2齿轮强度设计 1.选取螺旋角 初选螺旋角=14

10、6; 2.按齿面接触强度设计 试算，即（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 2）小齿轮的传递转矩由前面算得 3）由查表选取齿宽系数 4）查表查得材料的弹性影响系数。5）由机械设计课本按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 6）计算应力循环次数（假设齿轮工作寿命为8年（设每年工作365天）。两班制（每班的工作时间为8小时） 7）由机械设计教科书取接触疲劳强度寿命系数， 8）计算接触疲劳许用应力 9）选取区域系数10）查表查得， 则11）许用接触应力 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 2）计算圆周速度 3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度 5

11、）计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，查表查得载系数；由查机械设计教科书查得；由表查得；由 查机械设计教科书查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径得： 7）计算模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，查表查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数 4）查齿形系数 查表查得； 5）查取应力校正系数 查表查得； 6）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 7）取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，故可以得许用弯曲应力为： 9）计算大小齿轮的 大齿轮数值大。（2）设计计算由接触疲劳强度计算

12、的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。取，则4.2.3几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为140mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角 因值改变不大故参数不必修正。3.计算大小齿轮分度圆直径 4.计算齿轮宽度圆整后取4.2.4齿轮结构设计（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸由课本荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简42图42（二）低速级齿轮传动4.2.5选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 2.材料选择。选

13、择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数4.2.6齿轮强度设计 1.选取螺旋角 初选螺旋角=12° 2.按齿面接触强度设计 ）试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮的传递转矩由前面算得3）查机械设计课本选取齿宽系数4）查表查得材料的弹性影响系数。5）查表查的按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）计算应力循环次数7）取接触疲劳强度寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力 9）查图选取区域系数10）由端面重合度近似公式算得1

14、1）许用接触应力 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度 3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，课本查得动载系数；由课本查得；由课本查得；由课本查得。故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，得：7）计算模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查齿形系数查得；5）查取应力校正系数 查得；6）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 7）取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，故得： 9

15、）计算大小齿轮的大齿轮数值大。（2）设计计算由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。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。取，则 取整4.2.7几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为173mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角因值改变不大故参数不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径4.计算齿轮宽度 圆整后取 4.2.8四个齿轮的参数列表如表43表43齿轮模数齿数Z压力角螺旋角分度圆直径齿顶圆直径齿底圆直径高速级小齿轮22720°15.3°566051高速级大齿轮210820°15.3°2

16、24228219低速级小齿轮2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速级大齿轮2.510220°12.7°261.42266.42255.17续表43齿轮旋向齿宽B轮毂L材质 热处理结构形式硬度高速级小齿轮右616140Cr调质实体式280HBS高速级大齿轮左566545钢调质腹板式240HBS低速级小齿轮左909040Cr调质实体式280HBS低速级大齿轮右859245钢调质腹板式240HBS5轴的设计计算5.1第轴设计5.1.1初算第III轴的最小轴径1.输出轴上的功率，转速，转矩由前面算得：，2.求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分

17、度圆直径3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计课本，取,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联轴器的型号。考虑到转矩变化小，故取。则联轴器的计算转矩。查GB/T50141985，选用HL5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，半联轴器与轴配合的毂孔长度。5.1.2第III轴的结构设计1.各段轴直径的确定如表51位置直径（mm）理由60由前面算得半联轴器的孔径70为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， ，故取。75根据选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315其尺寸为。故

18、。 87左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由2上差得30315型轴承的定位轴肩高度，因此取。89齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径，齿轮处直径见段理由。77取安装齿轮处的轴段直径。75见段理由。表512.各轴段长度的确定如表52位置长度（mm）理由105为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比略短些，取。50轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离,故取。40为联轴器长度，故 9712轴环处轴肩高度，轴环宽度，取88已知齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取68取齿轮距箱体内壁距离为，第II轴上大齿轮

19、距第III轴上大齿轮。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。滚动轴承宽度。第II轴上大齿轮轮毂长。则 表523.第III轴的结构简图如图53图535.2第（II）轴设计5.2.1初算第（II）轴的最小直径1.第（II）轴上输入功率，转速，转矩由前面算得，2.分别计算大小齿轮上的力已知第（II）轴上大齿轮分度圆直 小齿轮上分度圆直径为3.初步确定轴的最小直径根据最小直径查2GB/T2971994选取30309。轴承的规格为5.2.2第（II）轴的结构设计1.确定轴的各段直径如表54位置直径（mm）理由45根据轴承的尺寸 50根据取小齿轮安装处直径。58小齿轮右端用轴肩定位

20、，轴肩高度，取故，则轴环处直径。 50取大齿轮安装处直径。45理由同段。 表545.2.3确定轴的各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。轴环处轴肩高度，轴环宽度。轴环处长度取其它轴的尺寸，根据第III轴算出的尺寸进行确定。5.2.4第（II）轴的强度校核1.轴的载荷分析图55图552.大小齿轮截面处的力及力矩数据由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的，的值列于下表56载荷水平面垂直面支反力 弯矩 总弯矩扭矩表563.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮

21、）中心线截面的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力前已选轴的材料为45钢，调质处理，由机械课本查表查得。因此，。故安全。4.精确校核轴的疲劳强度从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面II，III，IV，V处应力集中的影响接近，但截面III，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。1）截面II左侧截面左侧的弯矩为 截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为4

22、5钢，调质处理，查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计课本查取。因，经插值可查得： 又可得轴的材料敏感系数为： 故有效应力集中系数为： 尺寸系数，又由附图33的扭转尺寸系数轴按磨削加工，查表查得表面质量系数为： 轴未经表面强化处理，及，得综合系数为： 根据机械设计课本得碳的特性系数： ，取 ，取于是，计算安全系数值，则得：故可知其安全。2）截面II右侧抗弯截面系数按1表154中的公式计算弯矩及弯曲应力为 扭矩及扭转应力为过盈配合处的，用插值法求出，并取于是得： 轴按磨削加工，得表面质量系数为：故得综合系数：所以轴在截面右侧安全系数为故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因无

23、大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。5.3第（I）轴设计5.3.1 初算第（I）轴的最小直径1.初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据1表153，取。根据最小直径选取30307轴承，尺寸为5.3.2第（I）轴的结构设计根据轴（I）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即IIIII段长度为50mm。再根据轴（III），（II）数据，及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。轴的结构简图如图57图575.3.3轴系零部件的选择根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表58轴承（GB

24、/T2971994）键（GB/T10962003）联轴器（GB/T50141985）轴I30307（带轮）(小齿轮)轴II30309(小齿轮)(大齿轮）轴III30315(联轴器）(大齿轮)HL56轴承、连接件、润滑密封及联轴器的选择计算6.1轴承校核6.1.1第一对轴承齿轮减速器高速级传递的转矩具体受力情况见下图（1）轴I受力分析齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内，        水平面内，（3）轴承的校核初选轴承型号为30206轻微冲击，查表得冲击载荷系数   

25、  计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A ，轴承B 计算轴承所受轴向载荷由于，即A轴承放松，B轴承压紧由此得计算当量载荷轴承A e=0.37, 则,轴承B e=0.37, 则轴承寿命计算因，按轴承B计算 6.1.2第二对轴承齿轮减速器低速级传递的转矩具体受力情况见下图 图6-1（1）轴II受力分析齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内，      水平面内，（3）轴承的校核初选轴承型号为30208轻微冲击，查表得冲击载荷系数计算轴承A受

26、的径向力轴承B受的径向力计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A ，轴承B 计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得计算当量载荷轴承A e=0.37, 则,轴承B e=0.37, 则轴承寿命计算因，按轴承A计算图6-1 6.1.3第三对轴承具体受力情况见下图 图6-2（1）轴III受力分析齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力 （2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内，      水平面内，（3）轴承的校核初选轴承型号为32914轻微冲击，查表得冲击载荷系数计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力计算附

27、加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A ，轴承B 计算轴承所受轴向载荷由于，即A轴承放松，B轴承压紧由此得计算当量载荷轴承A e=0.32, 则,轴承B e=0.32, 则轴承寿命计算因，按轴承B计算图6-26.2键联接 .带轮与输入轴间键的选择轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003).输出轴与齿轮间键的选择轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003).输出轴与联轴器间键的选择轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)6.3润滑设计6.3.1齿轮的润滑设计减速器的齿轮传动，除少

28、数低速（）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数都采用油润滑，其主要润滑方式为浸油润滑。对于高速传动，则为压力喷油润滑。本次所设计的 减速器转速不大，则润滑方式为浸油润滑。浸油润滑是将齿轮浸入油中，当传动件转时，粘在上面的油液被带至啮合面进行润滑，同时油池中的油也被甩上箱壁，借以散热。其浸油润滑的运动简图如下所示：图6-3 浸油润滑的运动简图为了保证轮齿啮合的充分润滑，控制搅油的功耗损失和发热量，传动件浸入油中的深度不宜太浅或太深，二级圆柱齿轮减速器合适的浸油深度如下：浸油润滑时，为了避免大齿轮回转时将油池底部的沉积物搅起，大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应小于3050。高速级：约为0.7个齿高，但不

29、小于；低速级：按圆周速度大小而定，速度大者取小值；当时，约为1个齿高（不小于）齿轮半径；当时，齿轮半径；经查表，常用的润滑油的主要性质和用途，一般选择机械油，主要用于对润滑油无特殊要求的锭子、轴承和齿轮、和其他低负荷机械，根据所设计的参数，综合考虑可选代号为46，运动粘度时41.450.6，闪点（开口）不低于，凝点不高于，的机械油作为齿轮润滑油。6.3.2轴承的润滑及设计滚动轴承常采用油润滑和脂润滑。减速器轴承采用油润滑，其润滑和冷却效果较好，也可利用箱内的润滑油，与脂润滑相比，其结构较复杂，密封要求较高。故采用脂润滑。脂润滑易于密封，结构简单，维护方便。在较长时间内无须补充及更换润滑剂，采用

30、脂润滑时，滚动轴承的内径和转速的积 一般不宜超过。但润滑脂脂粘性大，高速时摩擦大，散热效果差，且润滑脂在较高温度下，易变稀流失，所以润滑脂只使用轴承转速较低，温度不高的场合。6.4密封减速器需密封的部位很多，密封结构种类繁多，应根据不同的工作条件和使用要求进行选择和设计。轴伸出端的密封：轴伸出端密封的作用是防止轴承处的油流出和箱外污物、灰尘、水气等进入轴承腔内。选用毡圈密封和O形橡胶圈密封。毡圈密封的特点是结构简单，价格低廉，安装方便，但接触面的摩擦磨损大，毡圈寿命短，一般用于轴颈圆周速度 v<5m/s的脂润滑轴承场合。轴承靠箱体内壁的密封：采用封油环封油环用于脂润滑轴承的密封。其作用是

31、防止箱内的稀油飞溅到轴承腔内，使润滑脂变稀而不流失。箱体接合面的密封：通常在箱盖与箱座接合面上涂密封胶或水玻璃，同时也可在箱座接合面上开回油沟以提高密封效果。为了保证箱体座孔与轴承的配合，接合面上严禁加垫片密封。7 装配图及零件图的设计与绘制装配图图纸选用A0的图纸，零件图用A3的图纸.8附件的设计´ ´8.1.窥视孔盖和窥视孔由于减速器属于中小型，查表可确定其尺寸如下检查孔尺寸（mm）检查孔盖尺寸（mm）bLb1L1b2L2R孔径d4孔数n6812010015084135563548.2.放油螺塞=dD0LhbDSed1HM18*152527153282124.215.828.3游标为了确定油度位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420168.4通气孔由查表确定尺寸如下：dDD1SLIad1M2*153025.4222815468.5启盖螺钉为了便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹要高出凸缘厚度，螺钉端部成圆柱形。8.6定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=（0.70.8）d2，d2为凸缘上螺栓直径，长度于分箱面凸缘总厚度。8.7环首螺钉、吊环和吊钩d