带式输送机传动装置设计

1、毕业设计带式输送机传动装置设计院系：机电信息系班另I：姓名：学号：指导老师：完成日期：XXXX年x月x日目录总体方案设计 .2、设计要求 2设计 步骤 1 .传动装置总体设计方案22 .电动机的选择 33 .计算传动装置的传动比及各轴参数的确定.4 .齿轮的设计 65 的设计 8附：两根轴的装配草图 6 .键联接设计 18.4滚动轴承和传动轴167 .箱体结构的设计 198 .润滑密封设计 20四、设计小结2021五、参考资料4、总体方案设计课程设计题目:带式运输机传动装置设计（简图如下1带传动2 电动机3 圆柱齿轮减速器4联轴器5输送带6一滚筒1 .设计课题：设计一用于带式运输上的单级圆柱齿

2、轮减速器。运输机连续工作，使 用寿 命5年，每年365天，每天24小时，传动不逆转，载荷平稳,起动载荷为 名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差为+_5%2 .原始数据：题号3第一组运送带工作拉力F/KN运输带工作速度v/ （m 滚筒直径D/mm1.91.6400二、设计要求1 .减速器装配图1张（三视图，A1图纸）；2 .零件图两张（A3图纸，齿轮，轴，箱体）；3 .设计计算说明书1份（8000字左右）。三、设计步骤1.传动装置总体设计方案1）外传动机构为V带传动2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器3） 方案简图如下图1 带传动；2 电动机；3柱齿轮减速器；4 联轴器；5输送带；6一滚筒一

3、传动方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比需求，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。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件 选用丫系列三相笼型异步电动机，全封闭 自扇冷式结构，电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw =F v =1900 1.6 =3.04kW从电动机到工作机传送带间的总效率为2 2 3 4 5 6 ： 0.82由机械设计基础课程设计指导书表 2-3可知:n i：带传动0.96 (球轴承)n 2：齿轮传动的轴承0.99(8级精度一般齿轮传动)n 3：齿轮传动0.9

4、7 (弹性联轴器)n 4：联轴器0.97n 5：卷筒轴的轴承0.98n 6 :卷筒的效率0.96所以电动机所需工作功率为Fv10001900 1.61000 0.82二 3.7Kw3)确定电动机转速V带传动的传动比卜二(2-4)，单级齿轮传动比i 2 =(3-5), 一级圆柱齿轮减速器传动比范围为i= (6-20 ),而工作机卷筒 轴的转速为nw603 二 76.4r / minn D所以电动机转速的可选范围为：nd 二 i nw=(6 -20) 76.4 = (458 -1528)r/min根据电动机类型、容量和转速，由机械设计基础课程设计指导书附录8,附表8-1选定电动机型号为 Y132M

5、1-6其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mi n)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y1600M1-847202.02.0Y132M1-649602.02.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装 置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000T min的电动机，所以电动机 的类型为Y132M1-6 3.计算传动装置的传动比i及各轴参数的确定(1)传动比i为n m 960“13nw 76 .4(nm为电动机满载转速)单位：r/min )分配各级传动比时由机械设计基础课程设计指导书表 2煜圆柱直齿轮传动比范围i 1= ( 3-5)V带传动范围(2)取值i 0

6、=3所以i=131) .各轴的转速I轴nII轴卷筒轴1 二山二 960 = 320 r/min i03n2 ="1 二 320 =76.4r/mini14.188nw = n2 = 76.4r / minnm为电动机的满载转速r/min ; m、m为I轴、II轴(I轴高速轴、II轴为低速轴)的转速，io电动机至I轴的传 动比，X 为I轴至II轴的传动比2) .各轴的输入功率车由 Ip2 =国 12 = 3.552 0.99 2 0.962 = 3.2Kw滚筒车由Pw = P2 工：=3.2 0.98 0.96 =3.01Kw3) .各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩 Td为：p3 7T

7、d =9550- =955036.8N mnm960I 车由 Ti = 9550P1/n1 =9550 3.552/320 = 106.01 N mII 轴T2 =9550 P2/n2 =9550 3.2/76.4 = 400N m滚筒车由 T 卷=9550 Pw/nw =9550 3.01/76.4 =376.25N m将上述计算结果汇总如下表所示：轴名功率P/kw转矩T/(N m)转速n/(r/mi n)传动比i效率nI轴3.552106.0132030.97II轴3.240076.44.1180.90卷筒轴3.01376.2576.4电动机3.736.89604. 齿轮的设计1 ）选择齿

8、轮材料及精度等级小齿轮选用45 钢调质，硬度为220-250HBS 大齿轮选用45 钢正火 , 硬度为170-210HBS 因为是普通减速器，由表10.21 选 9 级精度，要求齿面粗糙度Ra<3.2? 6.3? m.（ 2）按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22 ）求出di值。确定有关 参数与 系数：1 ）、转矩T1 = 9.55 1063552 =1.06 105N mm3202 ）、载荷系数K查表 10.11 取 K=1.13 ）、齿数乙齿宽系数小齿轮的齿数乙取为25, 则大齿轮齿数Z2=100. 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.

9、20 选取 d "。4 ）、许用接触应力JH 110.24 查得fm1 =560MPaf Hiim2 =530MPa10.10 查得SH=1O2=60 njLh =60 320 1 ( 365* 5* 24 ) =8.4 108NANi /i =8.4 10 8/4.188 =2 108查图 10.27 得 ZNT1 R.OZZ NT? T.1由式（10.13 ）可得!”H 1Z NT1 "J H limlSh1.02 560MPa 二 571MPa-HZ NT2 二 H lim 2 H 530 MpA583MPa1KT1 u 1=76.433 1.1 1.1 10 51

10、4 571 25一1.1mm 二 62.67mmm=dl=空 Imm=25mmZ125由表10.3取标准模数m=2.5 mm(3)计算主要尺寸d<j AmzAj =2.5 25mm = 62.5mmd2 = mz2 = 2.5 100mm = 250mmb= d d1 = 1 62.5mm = 62.5mm经圆整后取b2=65 mm。q = b2 5mm = 70mm1 1a m Z1 Z22.5 25 100 mm = 156.25mm2 2(4)按齿根弯曲疲劳强度校核由式(10.24)得出,如6心则校核合格。确定有关系数与参数：1)齿形系数Yf查表 10.13 得 Y f1=2.65

11、 , Yf2=2.182)应力修正系数乂查表 10.14 得 Ys=1.59 ,3)许用弯曲应力由图10.25查得由表10.10查得由图10.26查得由式(10.14 )可得沧=1.80tF 1二 Fim1 = 210MPa, ；Fim2=190MPa。Sf =1.3。1 。YnT1 = Ynt 2 -12 KTYnta i 1210 MPa =162MPaSf1.3YNT1F lim 21.90MPa = 146 MPaSf1.32X1 1 x 10八 x 1 34S 二 bmtYF 丫65 2.52 2 52.65 1.59MPa ? MPa 217?08MPaF2 _ ;F1 YF2YS

12、2 =91 2.18 1.8 MPa l f】2=146MPaYf1Ys22.65 1.59齿轮弯曲强度校核合格。(5)验算齿轮的圆周速度Vd1 n162.5 286.57m/s = 0.938m / s60 100060 1000由表10.22可知，选9级精度是合适的。(6)计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图略。将上述计算结果整理如下表所示名称小齿轮(mm)大齿轮(mm)分度圆直径d62. , 5250齿顶高ha2.52.5齿根高df3.753.75齿全高h6.256.25齿顶圆直径da64.5252齿根圆直径df55242.5基圆直径db58.73234.92中心距a156.25传动比i45

13、 V带的设计(1)确定计算功率Pc由表8.21查得Ka=1.3,由式(8.12 )得Fc =KaP=1.3 5.5kW=7.15kW(2)选取普通V带型号根据Pc=7.15kW n i=960r/min ,由图8.12选用B型普通 V带(3)确定带轮基准直径 dd1、dd2根据表 8.6 和图 8.12 选取 dd1=140mm 且 dd2=140mr >ddmin=125mim大带轮基准直径为dd2n1 dd1n2960140 =468.99469.0mm286.57按表8.3选取标准值dd2=500mm则实际传动比i、从动轮的实际 转速分别为960.dd2 4619.0 i 140n

14、2 = ni /i=286.57r/min从动轮的转速误差率为285.57 -286.57100% =0%286.57在-5%以内为允许值(4)验算带速v叱di nv =60 1000140 9607.03m/s60 1000带速在5? 25m/s范围内。(5)确定带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距 a =1500mm由式(8.15 )得由表8.4选取基准长度Ld=4000mm 由式(8.16 )的实际中心距a为Id I。一 cc 3150-3414.35- c*a ao - - 1100967.825mm2 2中心距a的变化范围为amin =a0.015I - =967.

15、825 -0.015 3150 = 920.575mmamax 二 a 0.03L d =967.825 0.03 3150 = 1062.325mm(6)校验小带轮包角：1由式(8.17 )得:=180。-a= 57.3° =180 - 500440 57.3 = 160.52 ° 1200 a 967.825(7)确定V带根数z由式(8.18 )得根据d-1=140mm n 1=960r/min，查表8.10,根据内插法可得取 P0=2.82kW。由式（8.11 ）得功率增量为由表8.18查得&二根据传动比i=3.35,查表8.19得K=960r/min则由表8

16、.4查得带长度修正系数 K=1.13 ,由图8.11查得包角系数Q0.95 ,得普通V带根数圆整得z=4(8)求初拉力Fo级带轮轴上的压力Fq由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m ,根据式(8.19 )得单根V带的初拉力为由式(8.20 )可得作用在轴上的压力 Fq为(9) 带轮的结构设计按本章8.2.2进行设计(设计过程及带轮零件图略)。(10)设计结果选用3根B-3150GB/T 11544 997的V带，中心距a=968mm 带轮直径 dk=140mm d d2=469.0mm 轴上压力 Fc=2067.4N。6.传动轴的设计齿轮轴的设计(1) 确定输入轴上各部位的

17、尺寸(如 图)(2)按扭转强度估算轴的直径选用 45 并经调质处理，硬度217255HBS轴的输入功率为R= 4.03 KW转速为 n 严 286.57 r/min根据机械设计基础 P265表14.1得C=107八118.又由式(14.2 )得:(3) 确定轴各段直径和长度= (25.85028.556)mm 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%- 5% 取 D1=O 30mm 又带轮的宽度B= (Z-1) -e+2 f =(3-1 ) x 18+2X 8=52 mm则第一段长度L 仁 60mm 右起第二段直径取D2= O 38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润

18、滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm 则取第二段的长度L2=70mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208 型轴承，其尺寸为dx Dx B=40 x 80x18, 那么 该段的直径为D3= O40mm 长度为 L3=20m (因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6 )右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=O48mm 长度取 L4= 10mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mn , 分度圆直径为62.5mnr )齿轮的

19、宽度为70mn , 则，此段 的直径为D5= O 67.5mnr )长度为 L5=70mm 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩, 其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=048mn 长度取 L6= 10mm (因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6 )右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=O40mm ， 长度 L7=18mm(4) 求齿轮上作用力的大小、方向： 小齿轮分度圆直径：d 仁 62.5mm 作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55 x 106? P/n=134300N ? mm 求圆周力：FtFt=2T 2/d 2=2x 134300/250=1074

20、.40N 求径向力FrFr=Ft ? tan a =1074.40 x tan20 0=391.05NFt， Fr 的方向如下图所示(5) 轴上支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的 安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：FA=FB=Ft/2 =537.2N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 FA' =FB' =Fr/2=195.525 N(6) 画弯矩图右起第四段剖面C 处的弯矩：水平面的弯矩：MC 二 PA 24=53.352 N m垂直面的弯矩：MC1 = MC2 =RA X 24=19.2 N m合成弯矩：MC1 二 MC2 二 MC2 M

21、C12 = .53352 219200 2 = 56.7N m(7) 画转矩图：T1 =138.952N m(8) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6可得右起第四段剖面C 处的当量弯矩：MeC2 - MC22(a T)2 =100.825N m(9) 判断危险截面并验算强度邻段相差不右起第四段剖面C 处当量弯矩最大，而其直径与相大，所以剖面C 为危险截面。已知 MeC2=100.825 Nm , 由课本表13-1 有 : -1 =60Mpa 则 :( T e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D4 5)=100825/(0.1 X 483)=9.11 Mpa <

22、 -1 0 右起第一段D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：MD =( aT)2 -0.6 138952 =83.371N m( T e= MD/W= MD/(0.1 D1 3)-1 =83.371/(0.1 x 403)=13 Nm <所以确定的尺寸是安全的。水平受力俱u趟受朋垂直而当量骤Me2 .输出轴的设计计算按扭转强度估算轴的直径(1)由前面 计算得， 传动功率1口冰rrfllP2=4.207kw, n2=76.19r/min工作单向,确定轴上零件的定位和固定方式(如图)ig -十 二？采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小 功率故选用45刚并经调质

23、处理,硬度217255HBs根据课本(14.2 )式，并查表14.1 ,得-(107 118)(4,207. 二(40.75 44,93) mm3 76.19(3)确定轴各段直径和长度CD从联轴器开始右起第一段，由于 联轴器与轴通过键联接，则轴应 该 增加5%,取(41.9747.18 ),根据计算转矩T= 9.55 X106? P/n=527.324 N -rmTc=RA X T=1.3 X 527324=685.49N rm 查标准 GB/T 5014 违 003,选用 HL4 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm轴段长L仁84mm右起第二段，考 虑联轴器的轴向定位要求，该段的

24、直径取 52mm,根 据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外 端面与 半联轴器左端面的距离为30mm故取该段长为L2=74mm C右起第三 段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径 向力，而轴向力 为零，选用6011型轴承，其尺寸为dX DX B=55X 90 X 18,那么该段的 直径为55mm长度为L3=32C右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要 增加5%则第四段的直径取60mm齿轮宽为b=65mm为了保证定 位的可靠性，取 轴段长度为L4=62mmC 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位, 定位轴肩，取轴肩的直径为D5= O66mm 长度取 L5=1

25、1.5mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=O 55mm 长度 L6=18mm（ 4） 按弯扭合成强度校核轴径按设计结果画出轴的结构草图（图a）1） ） 画出 轴的受力图（图 b）2） 作水平面内的弯矩图（图 c 支点反力为）I I 截面处的弯矩为MHI=2003.3 x 97/2=97160N mmn n 截面处的弯矩为MHII =2003.3 x 23=46076N ? mm3） 作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145I I 截面处的弯矩为M 左 二FA ? L/2=729.145 x 97/2=35363.5N

26、-mmn n 截面处的弯矩为MI =FVB -23=729.145 x 23=16770.3N mm4） 合成弯矩图 （图e）Ml 二 （ 35363.5 2+97160" ）1/2 = 103396 N mmMI = ( 16770.3 2+4607g )1/2 =49033 N mm665)求 转 矩 图 ( 图 f )T=9.55 x 106x P/n=9.55 x 106x 4.207/76.19=527324 N mm求当量弯矩6) 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数a 为 0.6I I 截面 M ei=( 60925 2+(0.6 X 527324 2

27、) 1/2=322200 N -mm2 2 1/2n n 截面：MII=( 49033 +(0.6 X 527324 )=320181 N mm8) 确定危险截面及校核强度由图可以看出，截面I I 可能是危险截面。但轴径d3> d2 , 故也应 对截面 n n 进行校核。I I 截面：° el 二 Me/W=322200/(0.1 X 603)=14.9Mpan n 截面 ： cell 二Meu/W=320181/(0.1 X 553)=19.2Mpa查表得 -1b =60Mpa 满足。e<o-1b 的条件，故设计的轴有足 够强度，并有一定余量。其受力图如下FHAFt2r

28、i水平砒MHBk l显面知肉'FvA r艮力M骤图_11J TOS7.滚动轴承设计1 1 T VBJ，11 W i . n i i i i ii I kJ11.11 11 .r _1i根据条件，轴承预计寿命Lh5 X 365 X 24=43800 小时1.输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05NP=fp Fr=1.1 X 391.05=430.155N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值60 n771Lh)( 430.155 /60 286.571 = 32395.29N1_ _ _ _ :43800 )查课

29、本P284页，选择6208轴承 Cr=29.5KN(3)选择轴承型号根据课本式15-5有算得Lh=187589.77 >43800二预期寿命足够二此轴承合格其草图如下:2.输出轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值ifJP(.60nL)C - ft (106 Lh)查课本P154页，选择6011轴承 Cr=30.2KN由课本式11-3有1061 30200805525 43800区(60 71.61.1 391.05二预期寿命足够二此轴承合格&键的设计1）联轴器的健a、

30、选择键的型号：C型键由轴径d1=45mrp在表14.8查得键宽b=14mrp键高h=9mrpL=36?160mmL=54mm < (1.6 ? 1.8 ) d=72 ? 81mml 1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得Gy1=4T/(dhl i)=4 X 525.87 X 1000/ (45X 9X 47) =110.47MPa< jy =120MPa 轻微冲击，由表14.9查得)b、写出键的型号：选键为 C14X 70GB/T1096-19792)齿轮键的选择a、选择键的型号：A型键轴径d4=60mm为了使加工方便 应尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表 14

31、.8 得键宽 b=18mm h=11mm L=50200mm 取 L=56mm l 2=L-18=56-18=38mmGy2=4T/(dhl 2)=4X 525.87 x 1000/ (45 x 11 x 38) =111.79MPa < jy =120MPa 轻微冲击，由表 14.9 查得)b、写出键的型号：取 键A18x 80GB/T1096-19793) 输入端与带轮键选轴径d4=30mrp查表14.8取键10X&即b=10 ，h=8 ，L=50l 2=L-10=60-10=50mm(T jy2 =4T/(dhl 2)=4X138.95X 1000/(30X8X50)=46

32、.317 v【°jy J9、联轴器的选择1 ) 、 计算联轴器的 转矩由表16.1 查得工作情况系数K=1.3由式16.1 得主动端TC1=KT2=1.3 X 400=520Nm从动端TC2=KTW= 1.3 X 376N? m=488.8N -rrKT n=1250N ? m (附表 9 . 4)由前面可知:d 迩 =40.23 ? 44.37mm又因为 d=C ( 1+0.05 )=(40.23 ? 44.37)( 1+0.05)=42.24? 46.59mmn2=76. 4 r/min v n =4000r/min由附表 9.4 可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器2)确定联轴器

33、的型号HL4 GB5014- 2 0 0 3。由其结构取L=11.5 d=55D=6410. 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造 ( HT200 制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用也配合。is61) . 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2) .考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s, 故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 大于 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面6.3V应精创，其表面粗糙度为。3) .机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm 圆角半径为R=

34、5b 机体外型简单，拔模方便。4) ) 对附件设计A 视孔盖和窥视 孔： 在机盖 顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够 的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用M8 紧固。B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧， 以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块， 由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之 处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压 力平衡。E 位销 ：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体 联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。F 吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊