带式输送机课程设计--带式输送机传动装置设计

1、 机械设计基础课程设计说明书设计题目： 带式输送机传动装置设计 专业班级：过控1201 2014年 6月 10 日目录一.设计任务···························2二.电动机选择···········

2、;··············3三.传动比分配·························3四.各轴的转速 转矩 功率·······&

3、#183;·······4五.三角带传动设计·····················5六.齿轮传动的设计··················

4、;···6七.轴的设计···························10八. 滚动轴承的选择与计算··············17九. 平键联接的选用和

5、计算··············19十.联轴器的选择计算···················19十一.参考文献·············&

6、#183;···········19一：设计任务1：传动方案如下图所示。2.工作装置技术数据（1）输送带工作拉力: F= 3 kN；（2）输送带工作速度: V= 1.2 m/s；（3）滚筒直径： D=200 mm.3.条件（1）机器功用 由输送带传送机器的零、部件；（2）工作情况 单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35°C；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；（4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；（5）动力来源

7、 电力拖动，三相交流，电压380/220V；（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产规模 中型机械厂，小批量生产。二：电动机的选择根据设计的要求和内容，可选用三相异步电动机的Y系列电动机1：电动机功率的确定各个机构的效率选择如下表机构V带传动齿轮传动（俩对）滚动轴承（三对）联轴器卷筒传动效率0.90.980.980.990.96符号=0.90.990.96=0.82=（为工作实际需要的电动机输出功率，为工作需要的输入功率）=（F为工作机阻力，v位工作机速度，为工作机效率） =3.75kw =4.57kw2:电动机转速的确定V带传动比： 一级齿轮传动比： 二级齿轮传动比：取传动比

8、范围：36 ：23.5 ：35总传动比i= =18105由v=1.2m/s D=200mm 可知卷筒的转速=114.64r/min所以电动机的转速n=i=2063.5212037.2由课程设计手册表12-1可知同步转速符合这一范围的只有3000r/min所以选用电动机型号Y112M-2 满载转速n=2890r/min 额定功率p=4kw三：传动比的分配V带传动比： 一级齿轮传动比： 二级齿轮传动比：由上可知总传动比i=25.20初选=3.4 则=7.411可取=（1.21.4） 则得=2.32.45取=2.4 所以=3 总之=3.4 =2.4 =3四：各轴的转速 转矩 功率从电动机轴到工作机轴

9、依次为0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低俗轴）4轴（滚筒轴）1:各个轴的功率0轴=4kw1轴=40.9=3.6kw2轴=40.90.980.98=3.46kw3轴=3.25kw4轴=3.09kw2:各个轴的转速0轴=2890r/min1轴=850r/min2轴=354r/min3轴=118r/min4轴=118r/min3：各个轴的转矩0轴=132181轴=404472轴=933413轴=2630294轴=250081五：三角带传动设计（注：无标识的表和式均为课本上）1：确定功率由课表13-8得工作情况系数=1.2 得=1. 24=4.8kw2:选取窄v带类型根据 由课表13

10、-15确定选用spz型3：确定带轮基准直径根据课表13-4和13-9取主动轮基准直径=80mm 从动轮基准直径=272mm 由表13-9取=280mm带速v=12m/s带速在525m/s范围内，合适4：确定v带的基准长度和传动中心距根据0.7（+）<<2（+） 初步选=1.5（+）=540mm由式13-2计算得带长=2+=1647.2mm由表取=1800mm再由式13-16计算实际中心矩=616.4mm5:验算主动轮上的包角由式13-1得=主动轮上的包角合适6：计算v带的根数z由式13-15得z=由=2890r/min =80mm i=3.4 查表得=2.27kw查表13-6得=0

11、.45kw由=查表13-7得=0.95 查表13-2得=1.01则z=1.8 取z=2根7：计算预紧力由式13-17得= 查表13-1得q=0.06kg/m故=171.64N8：计算作用在轴上的压轴力=22171.64=677.77N六：齿轮传动的设计Mpa根据式子直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮一：高速传动的俩齿轮1：选择材料及确定许用应力小齿轮选择材料为40(调质) 硬度为280HBS 大齿轮选择材料为45刚（调质） 硬度为240HBS由表11-1可知小齿轮=700Mpa =600Mpa大齿轮=600Mpa =450Mpa由表1

12、1-5取=1.1 =1.25=636 Mpa=545 Mpa=480 Mpa=360 Mpa2:按齿面接触强度计算根据表11-3取载荷系数K=1.3 根据表11-6取齿宽系数=1 根据表 11-4取=189.8 高速齿轮传动比u=2.4 小齿轮上的转矩=93341Nm所以87.9mm取小齿轮齿数= 24 则大齿轮齿数=2.42457 实际传动比i=2.375 模数m=2.7齿宽b=163.8=63.8mm 所以取=65 =70 按表4-1取m=3 则实际分度圆直径=m=72mm 分度圆直径=m=171mm 齿高=2.25m=6.75中心矩a=2253：验算轮齿弯曲强度由图11-5得 =1.58

13、 =2.37 由图11-6得 =1.58 =1.74由式子=78.04=480 Mpa Mpa所以安全4：齿轮圆周速度=3.20m/s齿对照表可知用8级精度是适宜的5：齿轮的结构设计轮的结构设计与齿轮的几何尺寸 毛坯 材料 加工方法 使用要求及经济等因素有关。小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮二：低速传动的俩齿轮1：选择材料及确定许用应力小齿轮选择材料为40(调质) 硬度为280HBS 大齿轮选择材料为45刚（调质） 硬度为240HBS由表11-1可知小齿轮=700Mpa =600Mpa大齿轮=600Mpa =450Mpa由表11-5取=1.1 =1.25=636 Mpa=545

14、 Mpa=480 Mpa=360 Mpa2:按齿面接触强度计算根据表11-3取载荷系数K=1.3 根据表11-6取齿宽系数=1 根据表 11-4取=189.8 Mpa根据式子 低速齿轮传动比u=3 小齿轮上的转矩=263029Nm所以87.9mm取小齿轮齿数=16 则大齿轮齿数=163 =48 实际传动比i=3 模数m=5.5齿宽b=187.9=87.9mm 所以取=90 =95按表4-1取m=6 则实际分度圆直径=m=96mm 分度圆直径=m=288mm 齿高=2.25m=13.50中心矩a=1923：验算轮齿弯曲强度由图11-5得 =3.16 =2.37 由图11-6得 =1.52 =1.

15、68由式子=114=480 Mpa Mpa所以安全4：齿轮圆周速度=0.59m/s对照表可知用9级精度是适宜的5：齿轮的结构设计齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸 毛坯 材料 加工方法 使用要求及经济等因素有关。小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮6：相关数据齿轮齿数/n模数齿宽mm分度圆直径mm高速传动大齿轮57365171小齿轮247072低塑传动大齿轮48690288小齿轮169596七：轴的设计（一）：高速轴的设计转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（N,M）8503.6404471：轴的材料与齿轮1的材料相同为40 调质2：按切应力估算轴径由表14-2查的C（是由轴的材

16、料和承载情况确定的常熟）=106由式14-2得轴伸出段直径 17.172mm 取=20mm3：轴的结构设计（1）各轴段径向尺寸的确定如上草图所示，从轴段=20mm开始，逐段选取相邻轴段的直径 。起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（23）c范围内经验选取（取c=2mm），故=+2h20+32=26mm，与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取=50mm，选定轴承代号为6208，即为小齿轮部分，将作为分度圆直径，即=72mm. =26mm =50mm（2）轴向尺寸的确定小齿轮齿宽=70mm，则取=72mm，与带轮相配合，因从动轮基准直径为280mm，所以取=282

17、mm，考虑按装方便盖至带轮距离取=45mm，与轴承相配合，查轴承安装尺寸宽度最小为57mm，所以可取=60mm =45mm =60mm轴段编号长度直径配合说明1220282与V带轮键连接配合232645定位轴肩345060与滚动轴承配合，套筒定位457242与小齿轮键连接配合562645定位轴环675060与滚动轴承配合4：轴的强度校核（1）计算齿轮受力转矩=40447齿轮切向力=4044.7n径向力=4044.7=1472.1n轴向力=4349.1n(2)画轴的受力简图（1）计算支承反力轴的支撑跨距+=124.5+52.5=177MM 则=357mm在水平面上=2022.35N在垂直面上=0

18、 =216.5n故=1255.6n总支承反力=2030N=2370N(2)画弯矩图=2022.35124.5=251782.5MM=216.5124.5=26954.25MM=156332.2MM故=283400N.M=367420N.M载荷水平面H垂直面V支反力F=2022.35N=216.5N =1255.6N C截面弯矩M=251782.5MM=26954.25MM总弯矩M=306720N.M扭矩T=40447N.M5:按弯矩合成力校核轴的强度根据式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取=0.6，轴的计算应力=107Mpa已选用轴的材料40调质处理，查表14-1得=350 Mpa

19、<故安全6：计算危险呢截面的轴直径=26mm 故安全（二）中速轴设计(1) 中速轴上的功率 转矩 和转速转速（r/min）中速轴功率（kw）转矩T（N,M）3543.4693341（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径=171mm 则=1091.8n=1091.8=397.4n=1161.5n（3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45刚，调质处理。据表取=112 于是的=23.52（4）轴的结构设计各轴径向尺寸和轴向尺寸的确定考虑到主要承受径向力，轴也可能承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（816）大量生产价格最低，故

20、选用深沟球轴，并选用单列圆锥子轴承，参照工作要求并根据= =45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列深沟轴承6208，其尺寸为d D B=40 80 180，故= =18+20=38俩端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由书上查的6208型轴承的定位轴肩高度h=4mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4mm。取安装大齿轮的轴段45的直径=46mm，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取=52mm，又由于考虑到与高低速轴的配合，取=65mm轴段编号长度直径配合说明123640236552定位轴环344538与深沟球轴承6208配合，套筒配合456346与大齿

21、轮键联接配合566552定位轴环674538与深沟球轴承6208配合（三）低速轴的设计(1) 中速轴上的功率 转矩 和转速转速（r/min）中速轴功率（kw）转矩T（N,M）1183.25263029（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径=288mm 则=1826.5n=1091.8=664.7n=1943n（3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45刚，调质处理。据表取=112 于是的=33.6mm（4）轴的结构设计各轴径向尺寸和轴向尺寸的确定1为了满足半联轴器的轴向定位，12轴段左端需制出一轴肩，故23段的直径=68mm。半联轴器与轴的配合 的孔长度L=107mm，为了保证轴端挡圈

22、只压在半脸轴器上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比L短一些，现取=105mm。2初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=63mm，由3轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥字轴承6215，其尺寸dDB=7513025 故=75mm 而=25mm =25+20=45mm左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表查的6215型轴承的定位高度h=8mm，因此取=83mm3取安装齿轮出的轴段45的直径=81mm，齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮宽的，故取=63mm4轴承端盖的总宽度为30m

23、m（由减速器及轴承的结构设计而定）。根据轴承盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取=60mm轴段编号长度直径配合说明1210563与联轴器键连接配合234968与端盖配合，做联轴器的轴向定位344575与深沟球轴承6215配合，套筒配合456381与大齿轮键联接配合561083轴环672575与深沟球轴承6215配合八：滚动轴承的选择与计算一：高速轴的选择和计算（1）先求出当量动载荷P因该向心轴承受和的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的径向系数X 轴向系数Y要根据值查取，而是轴承的径向额定静载荷，假如轴承型号还未选出，所以用试算法。据表16-11，先取=0.28

24、，则e=0.22，所受轴向载荷=4349.1n 径向载荷=1472.1n因>e,由表16-11查的X=0.56 Y=1.99 由式16-4得P=X+Y=8873N即轴承在=4349.1n和=1472.1n的使用寿命，相当于在纯径向载荷为8873n作用下的使用寿命。（2）计算所需的径向基本额定动载荷值由式16-3N 由工作要求得工作寿命=835016=44800h查表16-9和16-8得上式中=1.1 =1 所以=23800n（3）选择轴承型号由上可知选择的轴承型号为6208型，其=29500>23800n, =18000n 故6208轴承的=0.0241，与原值接近，所以使用。二：

25、中速轴的选择和计算（1）先求出当量动载荷P因该向心轴承受和的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的径向系数X 轴向系数Y要根据值查取，而是轴承的径向额定静载荷，假如轴承型号还未选出，所以用试算法。据表16-11，先取=0.28，则e=0.22，所受轴向载荷=1943n 径向载荷=397.4n因>e,由表16-11查的X=0.56 Y=1.99 由式16-4得P=X+Y=4089.114N即轴承在=1943n和=397.4n的使用寿命，相当于在纯径向载荷为4089.114n作用下的使用寿命。（2）计算所需的径向基本额定动载荷值由式16-3N 由工作要求得工作寿命=835016=44800h查表16-9和16-8得上式中=1.1 =1 所以=22900（3）选择轴承型号由上可知选择的轴承型号为6208型，其=29500>22900n, =18000n 故6208轴承的=0.064，与原值接近，所以使用。三：低速轴的选择和计算（1）先求出当量动载荷P因该向心轴承受和的作用，必须求出