机械课程设计带式输送机传动装置

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机 工程学院（系）交通运输（汽车运用工程） 专业学 号： 200930550101 设计者： 陈荣 指导教师： 夏红梅 2011 年 12 月18日华南农业大学目录一 设计任务书 3 二 传动装置总体设计 4三 电动机的选择 5 四 传动装置参数的选择计算 6五传动零件的设计 9六轴的设计及校核 17七键联接的选择及计算 34八联轴器的选择 36九 .润滑和密封 37十箱体及附件的设计与选择 38十一.设计小结41十二.参考文献41一、华南农业大学工程学院机械设计课程设计任务书专业 交通运输（汽车运用工程） 班级 2009 姓名 陈荣 设计题目：带式

2、输送机传动装置设计参数：传动方案输送带的牵引力F,(KN)输送带的速度,(m/s)提升机鼓轮的直径D,(mm)180.3500设计要求：1）. 输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2）. 输送带鼓轮的传动效率取为0.97。3）. 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。设计内容：1) 装配图1张；2) 零件图3张；3) 设计说明书一份。指导教师：夏红梅日期：2011年12月18日二、传动方案分析传动方案：电机®带传动®两级圆柱齿轮(斜齿或直齿)减速器®工作机传动方案选择：（一）减速器的特点（课程设计P18）：两级展开式圆柱齿轮减速器：是两级减速器中应用

3、最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。输入输出轴上的齿轮常布置在远离轴输入输出端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均。高速级常用斜齿，这里为直齿，低速级可用斜齿或直齿。建议用于载荷较平稳场合。两级同轴式圆柱齿轮减速器：箱体长度较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高速级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入端和输出端，限制了传动布置的灵活性。两级分流式圆柱齿轮减速器：低速轴上的齿轮相对于轴承为对称布置，载荷沿齿宽分布较均匀。中间轴危险断面上的转矩是传递转矩的一半。高速级多用斜齿，同一轴上齿轮一

4、边右旋，另一边左旋，轴向力可抵消，结构较复杂，需多用一对齿轮，轴向尺寸较大。建议用于大功率、变载荷场合。（二）、选择方案：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。本次设计中，载荷比较平衡，使用展开式减速器结构最简单。三、选择电动机1、传动装置的总效率：

5、式中：为V带的传动效率，取=0.96；机械设计综合课程设计第2版17页表2-5为三对滚子滚动轴承（一对）的效率，取=0.98；为两对圆柱齿轮的效率，取=0.97;为弹性联轴器的效率，取=0.99；为运输滚筒的效率，=0.97。所以，传动装置的总效率2、电动机所需要的功率 3、电动机的转速范围 1）输送带鼓轮的转速 2）V带传动的传动比范围为;机械设计综合课程设计第2版17页表2-33)二级圆柱齿轮减速器展开式的传动比为i28，40；机械设计综合课程设计第2版17页表2-44)总传动比的范围为16，160；则电动机的转速范围为183,1833。4、选择电动机的型号（补充个方案的选择）：根据工作条

6、件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y132M1-6型电动机。额定功率4KW，满载转速960（r/min）,堵转转矩/额定转矩2.0,最大转矩/额定转矩2.0四、传动装置运动和动力参数的选择计算1、传动比的分配1）总传动比，式中：为电动机满载转速，为工作机轴转速。2）传动装置各级传动比的初步分配取V带传动的传动比，则减速器的传动比为取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 则低速级传动比为 运动和动力参数的计算0轴（电动机轴）：1轴（高速轴）：2轴（中间轴）：3轴（低速轴）：4轴（滚筒轴）：数据整理表1轴

7、名功率P/KW转矩T/转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴1轴2轴3轴滚筒轴2.882.742.62.5232.822.692.552.4785.95511.272166.67210029.8484.23501.042123205896032051.1811.4611.4636.2524.46610.960.950.950.97五、传动零件的设计计算1、V型带零件设计1）计算功率： -工作情况系数，查表取值1.3;机械设计基础218页 -电动机的额定功率2）选择V带型号根据，n=960,可知选择A型；机械设计基础219页图13-153）计算大小带轮直径由表139知小轮的基

8、准直径应大于或等于，取主动轮即小轮基准直径 则从动轮即大带轮的直径为 据表139，取4）验算带速在525m/s范围内，合适。机械设计基础P2065）确定普通V带的基准长度和中心距初步选取中心距符合带长查表13-2（机械设计基础P212）对A型带选用再计算实际中心距6）验算小带轮上的包角合适。7）确定带的根数Z 机械设计基础P218由，查表13-3（P214）得 =，传动比查表135（P216）得=查表13-7得：=0.95,查表132得：=1.01，则 =3.81取z=4根8）求作用在带轮轴上的压力查表131的，故单根V带的初拉力机械设计基础P220作用在轴上的压轴力 9）带轮结构设计带轮宽度

9、B=（z-1）e+2f=(4-1)15+29=63mm（设计手册：带传动、链传动V带传动带轮轮槽截面尺寸）带轮的材料采用铸铁（机械设计基础P222）主动轮基准直径，故采用腹板式（或实心式）（设计手册：带传动、链传动V带传动带轮V带轮的结构形式和腹板厚度），从动轮基准直径，孔径26mm(见下文轴的设计)采用6孔板轮辐式，辐板厚S=16mm。其他参数设计参照P22310）齿轮的设计一、高速级齿轮设计（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).选择材料及确定许用应力。由表11-1（机械设计基础P166）可选择小齿轮的材料为45钢(调质)，齿面硬度为197286HBS，取236HBS，大齿轮的材料

10、为45钢(正火)，硬度为156217HBS，取190HBS，。二者的材料硬度相差为46HBS。由表11-5，取，（3）按齿面接触强度计算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8级精度（表11-2机械设计基础P168）；取载荷系数K=1.5（表11-3机械设计基础P169），齿宽系数（表116机械设计基础P175），由数据整理表1知小齿轮上的转矩取（表114机械设计基础P171或机械设计手册材料特性系数ZE） 齿数取，则，故实际传动比模数齿宽,取,(为保证齿轮有足够的啮合宽度，机械设计基础P175)按表41取，实际的中心距（4）验算轮齿弯曲强度齿形系数（图11-8），（图119）

11、由式，安全。（5）齿轮的圆周速度对照表112可知选用8级精度是合适的（机械设计基础P168或机械设计手册外啮合齿轮的许用圆周速度）。（6）结构设计小齿轮齿顶圆直径,40mm为轴的直径（见下面轴的设计），故小齿轮为键连接，采用实心式。同理，大齿轮齿顶圆直径484mm>120mm，故以选用轮辐式结构为宜。其它有关尺寸按图<辐式结构的齿轮P183>荐用的结构尺寸设计高速级的齿轮参数表2节圆直径/mm齿数模数m中心距/mm圆周速度齿宽齿轮1761942761.27m/s60齿轮247611955二、低速级齿轮设计(1).选择材料及确定许用应力。由表11-1（机械设计基础P166）可选

12、择小齿轮的材料为45钢(调质)，齿面硬度为197286HBS，取236HBS，大齿轮的材料为45钢(正火)，硬度为156217HBS，取190HBS，。二者的材料硬度相差为46HBS。由表11-5，取，（2）按齿面接触强度计算选用8级精度（表11-2机械设计基础P168）；取载荷系数K=1.5（表11-3机械设计基础P169），齿宽系数（表116机械设计基础P175），由数据整理表1知小齿轮上的转矩取（表114机械设计基础P171或机械设计手册材料特性系数ZE） 齿数取，则，故实际传动比模数齿宽 取 (为保证齿轮有足够的啮合宽度，机械设计基础P175)按表41取，实际的中心距（4）验算轮齿弯曲

13、强度齿形系数（图11-8），（图119）由式，安全。（5）齿轮的圆周速度对照表112可知选用8级精度是合适的（机械设计基础P168或机械设计手册外啮合齿轮的许用圆周速度）。低速级的齿轮参数表2节圆直径/mm齿数模数m中心距/mm圆周速度齿宽齿轮11141963120.305m/s105齿轮2510851005.结构设计小齿轮齿顶圆直径>12Omm,故小齿轮为键连接。因大齿轮齿顶圆直径>50Omm，故以选用轮辐式结构为宜。其它有关尺寸按图<轮辐式结构的齿轮P183>荐用的结构尺寸设计 六、轴的设计计算中间轴的计算。1）选择轴的材料选取45钢，正火、回火处理，参数如下:硬度

14、为HBS170217抗拉强度极限600MPa屈服强度极限300MPa弯曲疲劳极限240MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=55MPa（机械设计基础P246表14-3） 2）初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知，查表可取C=118； 机械设计基础P245表14-2，对于直径d100mm的轴： 有一个键槽时，轴径增大57，有两个键槽时，增大10%15%，圆整为50mm3）轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴2），从左到右依次为轴承、套筒、小齿轮3、大齿轮2、套筒、轴承（齿轮轴段键槽略去不画）。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.轴的最小直径显然是安装轴

15、承处的直径，取=50 mm，选择轴承6210，其尺寸为50mm，90mm, B=20mm, 现取2.齿轮距箱体内壁间距离a12mm，滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s，由于浸油齿轮圆周速度速度，轴承采用脂润滑，s可取10mm到15mm,取,现取。轴肩的高度，取=3.5mm，则=57 mm。3.取做成齿轮处的轴段IIIIV的直径，齿轮宽为,左侧有2mm定位，故取 ;右侧有一轴肩,取h=4,L>1.4h,故取=7，=68mm; 齿宽，故取，4.同理，取，=50 mm。 =57 mm，=。至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细

16、的选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径 R=1.2mm 四)计算过程 1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图对于6210深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距： ，, 2.作用力（1）作用在齿轮上的力(P168)计算支反力（材料力学P271）垂直面的M=0，所以 水平面的M=0，有计算弯矩垂直面的弯矩 水平面弯矩 合成弯矩=452.58轴的转矩T=511.27根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出弯矩最大处为危险截面，现将计算出的、及的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩=452.58扭矩T=

17、511.273.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面的强度。根据课本式145及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 =已由前面查得许用弯应力1=55Mpa,因，故安全。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。轴承的校核深沟球轴承6210的基本额定动载荷 基本额定静载荷轴承的径向力计算：轴承1 5293.32N轴承2 1774.95N 因为 <，以轴承1为校核对象 =5293.32N因受中等冲击载荷，查表169得=1.2，工作温度正常，查表16-8得所选轴承合适。中间轴1234567直径d（mm）50

18、576068605750长度l(mm)20241037532420高速轴的计算。1）选择轴的材料选取45钢，正火、回火处理，参数如下:硬度为HBS170217抗拉强度极限600MPa屈服强度极限300MPa弯曲疲劳极限240MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=55MPa（机械设计基础P246表14-3） 2）初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知，查表可取C=118； 机械设计基础P245表14-2，对于直径d100mm的轴： 有一个键槽时，轴径增大57，圆整为26mm3）轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴1），从左到右依次为带轮、轴承端盖、轴承、挡油环、小齿轮

19、1、挡油环、轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（关于各定位轴肩的尺寸计算公式见课程设计指导表32）1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取=26 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，带轮的宽度为63mm，现取。带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度，取=2 mm，则=30 mm。轴承端盖凸缘厚度t=10mm，外箱壁至轴承端面距离=55mm,轴承端盖的总宽度为t+=65 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求（圆周速度不大于2m/s，课程设计指导P37），取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm，故取=95 m

20、m.2.初步选择滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴=30 mm，故轴承的型号为6207，其尺寸为35mm，72mm, B=17mm.所以= =35mm，= =17mm3.取齿轮距箱体内壁间距离a12mm（课程设计指导P33）， 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s（课程设计指导P37），取s10mm，则=s+a+210mm12+2mm24mm=38mm4.取做成齿轮处的轴段VIIVIII的直径=40mm，右端有2mm留出2mm定位，取=58mm，取取=40，考虑到与中间轴的配合关系，取= 为中间轴挡油环中间

21、的尺寸，为高速轴挡油环中间除去轴段的长度至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（不做成齿轮轴课程设计指导P40）（详细的选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸（见课程设计指导表32）取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径 R=1.2mm 四)计算过程 1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图对于6207深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距： L= ，=30+95+8.5=133.5mm，=168.5 mm, =59.5mm2.作用力（1）由上可知作用在轴上的压轴力，方向未定。（2）作用在齿轮

22、上的力(P168)计算支反力（材料力学P271）垂直面的M=0，所以水平面的M=0，有计算在支点产生的反力计算弯矩垂直面的弯矩 水平面弯矩 产生的最大弯矩为在截面a产生的弯矩为 合成弯矩，考虑最不利的情况，与直接相减=-=147.831<由上可知轴承1处为危险截面，现将计算出的、及的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩=147.831危险弯矩扭矩T=85.9503.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面的强度。根据课本式145及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 =已由前面查得许用弯应力1=55Mpa,因，故

23、安全。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。轴承的校核深沟球轴承6210的基本额定动载荷 基本额定静载荷轴承的径向力计算：轴承1 615.58N轴承2 1743.29N 因为 <，以轴承2为校核对象 =1743.29N因受中等冲击载荷，查表169得=1.2，工作温度正常，查表16-8得所选轴承合适。高速轴123456789直径d（mm）263035384046403835长度l(mm)609517221027582217低速轴的计算。1）选择轴的材料选取45钢，正火、回火处理，参数如下:硬度为HBS170217抗拉强度极限600MPa屈服强度极限300MPa弯曲疲

24、劳极限240MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=55MPa（机械设计基础P246表14-3） 2）初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知，查表可取C=118； 机械设计基础P245表14-2， 有一个键槽时，轴径增大3左右（课程设计指导P38），圆整为74mm3）轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（键槽已略去不画）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表17-1，考虑到转矩变化小，故取.则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件。

25、查课程设计指导P145，选LT11型弹性套柱销连轴器，轴孔的直径，长度L172mm，联轴器与轴配合的毂孔长度。故取80mm联轴器的左端采用轴肩定位,轴肩的直径选择见课程设计指导P38，取=88 mm。轴承端盖凸缘厚度t=10mm，外箱壁至轴承端面距离=55mm,轴承端盖的总宽度为t+=65 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求（圆周速度不大于2m/s，课程设计指导P37），取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm，故取=95 mm.2初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求， 由轴知其工作要求并根据=88 mm，初选6218型,其尺寸为90m

26、m，160mm, B=30mm, 现取，3. 齿轮距箱体内壁间距离a12mm，滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s，s10mm，且考虑到小齿轮3与大齿轮4的配合（小齿轮宽度比大齿轮大5mm）,现取。轴肩的高度取=2.5mm，则。4.取做成齿轮处的轴段IIIIV的直径，齿轮宽为,左侧有2mm定位，故取 。 右侧有定位轴肩，取h=4.5,L>1.4h, 考虑到低速轴与中间轴的配合，取。至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的轴向定位齿轮，联轴器和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸取轴端倒角为1×45°，各

27、轴肩处的圆角半径 R=1.2mm 四)计算过程 1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图6218深沟球滚动轴承的，简支梁的轴的支承跨距： ，2.作用力（1）作用在齿轮上的力(P168)计算支反力（材料力学P271）垂直面的M=0，所以 水平面的M=0，有计算弯矩垂直面的弯矩 水平面弯矩 合成弯矩=488.12轴的转矩T=2166.67根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出弯矩最大处为危险截面，现将计算出的、及的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩=488.12扭矩T=2166.673.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面的强度。根据课

28、本式145及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 =已由前面查得许用弯应力1=55Mpa,因，故安全。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。轴承的校核深沟球轴承6218的基本额定动载荷 基本额定静载荷轴承的径向力计算：轴承1 5393.52N轴承2 3395.47N 因为 <，以轴承1为校核对象 =5393.52N因受中等冲击载荷，查表169得=1.2，工作温度正常，查表16-8得所选轴承合适。低速轴123456789直径d（mm）909610010910096908880长度l(mm)3026.59875326.53095132七、键

29、联接的选择及计算中间轴上键的校核大齿轮上,一般的8级以上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）取键长，机械设计基础P156键、轴承和轮毂材料都为钢查表1010可得取其平均值， 键的工作长度轮毂键槽的深度，设计手册P108则，故合适。所以选用：键 GB/T 1096-2003第三个齿轮,小齿轮选用圆头普通平键（A型）取键长，键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均值，键的工作长度轮毂键槽的深度则，故合适。所以选用：键 GB/T 1096-2003高速轴上带轮上,取取键长，键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度轮毂键槽的深度，轴的键

30、槽深度为则，故合适。所以选用：键 GB/T 1096-2003第一个齿轮,小齿轮选用圆头普通平键（A型）取键长，键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均值，键的工作长度轮毂键槽的深度，轴上键槽深度则，故合适。所以选用：键 GB/T 1096-2003低速轴上大齿轮上 取键长，键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度轮毂键槽的深度，轴上键槽深度则，故合适。所以选用：键 GB/T 1096-2003联轴器上 键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度轮毂键槽的深度，轴上键槽深度则，故合适。所以选用：键 GB/T 1096-2003八、联轴器的选择此设备中选用选择弹性套

31、柱销联轴器，代号为LT11。其公称转矩为4000N·m许用最大转速为1800r/min。联轴器的计算转矩，查表17-1，考虑到转矩变化小，故取.则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件。查课程设计指导P145，选LT11型弹性套柱销连轴器，轴孔的直径，半联轴器长度L172mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。九、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定1.润滑方式的选择由齿轮参数表知，齿轮圆周速度：高速齿轮V1=1.27m/s<2m/s低速齿轮 V2= 0.305 m/s<2m/s由于V均小于2m/s，轴承dn 值小于(机械设计基础P284)，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较

32、大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，使用挡油环齿轮采用浸油润滑,由于大齿轮的速度较小，浸油深度可达到齿轮的半径1/6(机械设计基础P184),又大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30到50mm（课程设计P44）,浸油高度取30mm大齿轮齿顶距油池底面距离30mm。2.润滑油的选择润滑油的牌号由于该减速器是一般齿轮减速器，根据机械设计基础表11-7选用L-CKC工业齿轮油，由于，其中，分度圆上的切向力，N齿轮宽度，mm小齿轮直径，mm齿轮分度圆线速度，查机械设计基础图11-22，知运动粘度在40到60，故选用LCKC68，轴承选用ZGN692润滑脂（课程设计表675）。3.密封方式的选择从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用凸缘式端盖，易于加工和安装。输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所