设计一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：设计一带式输送机传动装置机械设计制造及其自动化专业四班设计者孙华跃学号 2011072422指导老师王首军2014年 6月 12日济宁学院1/222/22一、 3二、 3三、 3 6 12161718九、1819十一、 203/22十二、 20计算项目及内容主要结果一、设计任务书第 1 题 ： 设计一带式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10 年（每年 300个日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。题号1-A1-B1-C1-D1-E输送带的21.251.51.61.8牵引力F/kN输送带的1.

2、31.81.71.61.5速度v/(m/s)输送带滚180250260240220筒的直径D/mm选择数据：输送带的牵引力F=2kN输送带的速度 v=1.3m/s输送带滚筒的直径 D=180二、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。4/22654VF3211 V带传动2电动机3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5卷筒6运输带三、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

3、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：工作机所需工作功率为：PW = FW × vW /(1000W )FW ：工作机阻力vW ：工作机线速度PW =（2000× 1.3 ）/ （1000×0.96 ）=2.708kW由电动机至工作机的传动总效率为：2总=×××4式中：分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。取 =0.96 、 =0.98 、 =0.99 、 =0.99 则： 总 =0.96 ×0.98 ×0

4、.99 × 0.992 =0.913所以电机所需的工作功率：Pd = FV/1000总=(2000×1.3)/(1000×0.913)=2.966(kw)电机的额定功率 Pm 由 Pm > Pd 选取 Pm =3kW 3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n4 60×1000·V/ （· D）PW =2.708kWPd =2.966(kw)Pm =3kWn4 138 r/min5/22=(60× 1000× 1.3)/ （180· ）=138 r/min根据课程设计器传动比范围取带传动比P.14 表 3

5、-2 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速 i1 =35。i2 =24 。则总传动比理论范围为：i 620。故电动机转速的可选范为 6 n4 20n4 即 828 n 2760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）方电动机额定功满载转堵载转矩最大转矩质量案型号率 /kW速额定转矩额定转矩/kg/(r/min)Y100L2314302.22.3381-4Y132S-39602.02.06326综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可第 1 方案比较适合。此选定电动机型号为 Y1

6、00L2-4电动机型号：（二）确定传动装置的总传动比和分配级传动比：Y100L2-4由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 n1、可得传动装置总传动比为：i =10.36i = nm / n4 =1430/138=10.36总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比i =i1 × i 2 （式中 i1i2 分别为带传动和减速器的传动比）带轮： i1 =2.82、分配各级传动装置传动比：齿轮： i 2 =3.7根据课程设计 P.14 表 3-2 ，取 i1 =2.8 则 i 2 =3.7（三）确定传动装置的运动和动力设计转速： r/min（ 1）计算各轴的转数：n1=143

7、0电机轴： n1 =nm =1430 （r/min ）n2=510中间轴： n2 =n1 / i1 =1430/2.8=510（r/min ）n3=138低速轴： n3 = n2 / i2 =510/3.7=138 （ r/min ）n4=138滚筒： n4 = n3 =138（r/min ）（ 2）计算各轴的功率： kW功率： kW电机轴： P1 = PmP1 =3中间轴： P2 = P1=2.88P2 =2.88低速轴： P3 = P2=2.79P3 =2.796/22滚筒： P4 = P3=2.73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&#

8、183;m由 Ti = 9550Pi 可得： ni电机轴： T1 =20.035中间轴 :T2 =53.929低速轴 :T3 =193.076电机轴中间轴低速轴滚筒功率 /kW32.882.792.73转矩 /N ·m20.03553.929193.076188.924转速 /(r/min)1430510138138传动比 i2.83.71效率 0.960.97020.9801四、传动零件的计算（一） V 型带零件设计1. 计算功率：Pca = K A ×P=1.2× 3=3.6KwK A -工作情况系数，查表 8-8 取值 1.2P-电动机的额定功率2. 选择带

9、型根据 Pca =3.6kW，n=1430, 可知选择 A 型；机械设计第八版157 页由表 8 6 和表 8 8 取主动轮基准直径 dd1 =100则从动轮的直径为 dd2 = dd1 × i1 =2.8 ×100=280mm,从表 8-8 取 dd2 =280mm3. 验算带的速度根据机械设计式（ 8-13 ）计算带速v d d 1=3.14 × 100×1430/(60 ×1000)=7.49m/s60 1000n带速不宜过高或过低，一般应使v =5 30 m/sP4 =2.73输出转矩： N·m T1 =20.035T2 =5

10、3.929T3 =193.076T4 =188.924Pca =3.6KwA 型带dd1 =100dd2 =280mm7/225 7.49 30 故带速合适4、确定普通 V 带的基准长度 Ld 和传动中心矩 a根据 0.7( d d1 + dd 2 )< a0 <2( dd 1 + dd 2 ) ，初步确定中心矩 a0 =500mm5. 计算带所需的基准长度：Ld0 =2a0 + （ dd 1 +d d 2 ）/2+(dd 2 - dd 1 ) 2/4 a0=2×500+3.14 ×(100+280)/2+(280-100)2/4 × 500=1613

11、mm带的基准长度 Ld 根据 Ld0 由机械设计表8-2 选取Ld =1640mm计算实际中心距 aaa( LL) / 2 =500+(1640-1613)/2=514mm0ddo确定中心距调整范围amaxa0.03Ld5140.03 1640563 mmamina0.015Ld5140.015 1640489 mm6. 验算小带轮上的包角1800(d d 2 dd1) 57.3001/ a =160°>120机械设计公式8-257. 确定带的根数 Z由 dd 1 =100 和 n1 =1430 查表 8-4 得 P0 =1.306根据 n1 =1430， i1 =2.8 和

12、A 型带查 8-5P0 =0.1684查表 8-6得 K=0.95 ，查表 8-2得 K L =0.96Z pca=3.6×0.95×0.96=2.227( p0p0(1.3060.1684) k kl取 Z=38. 计算预紧力F 0500 pca ( 2.5 1) q v2 机械设计公式8-27 的引用vz k中心矩a =500mm0Ld0 =1613mmLd =1640mma =514mm1 =160°根数：Z=3F0 =137N8/22机械设计查表8-3 得 q=0.105 （kg/m）F0 =500×3.6×( 2.5 -1)+0.10

13、5 ×7.49 2=137N7.49 3KFP =810N9. 计算作用在轴上的压轴力FP =2 z F0 sin=810N10. 带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径 d =100mm，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径d1dd2=280mm，采用孔板式。11. 主要设计结论dd1 =100mm选用 A 型普通 V 带 4 根，带基准长度 1640mm，带轮基准直径dd1，=100mmdd2 =280mmdd2 =280mm（二）齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2) 减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是

14、太高，所以选用7 级精度（ GB10095-88）；(3) 选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为40Gr( 调质 ) ，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45 刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为 40HBS。(4) 选小齿轮的齿数为 24，则大齿轮的齿数为 z2=24×3.7=88.8 ，取 z2=89（5）按齿面接触强度进行设计由式 d1t 3 2K Ht T1 u1ZH ZEZ2试算小齿轮分度圆直径duH1) 选用载荷系数 K Ht =1.32) 计算小齿轮传递的转矩 T1=95.5 × 105× P/n=5.393 ×104

15、N·mm3)机械设计由表10-7 选定齿轮的齿宽系数1d14)机械设计由表10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE =189.8 MPa2Z =0.8729/225) 由图 10-20 查区域系数 ZH=2.56) 由式Z =4H lim 1 =600Mpaa 计算重合系数Z =0.8723H lim 2 =550MPa7) 由图 10-25d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 =600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 =550MPa由机械 N1 =1.46 ×109设计公式 10-15 得N 2=3.97 × 108N1 =60n

16、 j L =60× 510×1×（ 16× 300×10） =1.4688× 1091hN2 =60n2jLh=60×138×1×(16 × 300×10)=3.97 × 1088）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数 S=1由图 10-23 查接触疲劳寿命系数 K =0.9, K =0.95HN1HN2由式 10-14 得KHN 1lim 1 =540MpaH 1H1SKHN 2lim 2 =522.5MpaH2SH 2试算小齿轮分度圆的直径 d1t ，带入中较

17、小的值paH2540Mpa522.5M2K Ht T1 u 1ZHZEZ=70.438mmd1t = 3duHd1t =70.438mm2 . 调整小齿轮分度圆直径(1) 计算圆周的速度 Vd1t n1V=1.88m/s60 1000(2) 计算齿宽 bb d =1 70.438mm=70.438mmd 1t(3) 计算实际载荷系数。根据 V=1.88m/s;7 级精度，由图 10-8 可查得动载系数 k=1.08v查表 10-3 得齿间载荷分配系数K H =1.210/22由表 10-4用插值法得 K H =1.316由表 10-2可得使用系数k=1A故载荷系数 K KKVKK=1×

18、;1.08 ×1.2 × 1.316=1.70AHH3. 按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。d1 =77.027mmd1 d1t 3K H=70.438 × 3 1.7 mm=77.027mmK Ht1.34. 计算模数 m。dm1 =3.2mm;z15. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式 m 3 2 KT21 (YFa Y Sa)d z1F（1）确定公式内各计算数值1) 查图 10-24c可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim 1 =500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限F lim 2 =380 Mpa2）查表可得弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 =0.8

19、5,K FN 2 =0.88 ；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式可得K FN1F lim 1=303.57 MPaF 1S303.57K FN2F 1F 2FE 2=238.86 MPaMPaS4) 由图 10-17 查取齿形系数。F238.862查得 YFa 1 2.65YFa 22.2MPa5 ）由图 10-18 查取应力校正系数。查表可得 YSa1 = 1.58Y Sa2 =1.7911/22Y Fa Y Sa6)计算大，小齿轮的F并加以比较。YYSa1 =0.0138Fa 1F1YYSa2 = 0.0165Fa 2F2大齿轮的数值大。（ 2）试算模数2K

20、Ft T1YYFa Ysa=1.4021) 由公式 mt 3d z12Fmt =1.4022）计算实际载荷系数K F由图 10-8 查得 KV =1.04查表 10-3 得 K F =1.2插图 10-13 得 K F =1.27则动载系数载荷为K F = K A KV K FK F =1× 1.04 × 1.2 ×1.27=1.5853) 由式 m3K F 可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 m=1.498K Ft对比计算结果，由齿面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，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，齿轮模数：而齿面

21、接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）m=1.498有关 , 可取由弯曲强度算得的模数1.498 并就近圆整为标准值m=1.5，按接触强度计算得的分度圆直径d=77.027mm，算出小齿轮数1Zd1 =51.35, 取 521 m大齿轮的齿数 Z =52×3.7=192.4, 取 193。 z1 ， z2 互质。2z1 =52综上所述，这样设计出的齿轮传动比稳定， 不仅满足了齿面接触疲劳强度，而且满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，提高了效率，有效减少各种z2 =19312/22失效，再者避免了浪费，故设计这种齿轮。7. 几何尺寸的计算（ 1）计算分度圆

22、直径d1 = z1 ·m=52×1.5=78mmd1 =78mmd2 = z2 · m=193×1.5=289.5mmd2 =289.5mm(2) 计算中心距add12 =183.752a 183.75(3 ）计算齿轮的宽度bd78mmd1考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b 和节省材料，一般将小齿轮略加宽（510）mm，即取 b1 =88mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，b2 =78mm。8. 主要设计结论齿数 z1 =52， z2 =193，模数 m=1.5，压力角 =20°，中心距 a=183.75mm，b1 =88mm齿宽 b1

23、=88mm，齿宽 b2 =78mm。b2 =78mm六轴的设计及计算（一）高速轴的设计及计算1. 已知高速轴的转速 n2 =510r/min, 转矩 T2 =53929N·mm,输入功率 P2 =2.88kW2. 作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径d1 = z1 ·m=52×1.5=78mmFt = 2T2 =1382Nd1Fr = Ft tann =503NFt圆周力13/22Fr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 A0 =112则根据公式dmin = A0 3P2=19.94mmn2所求最小直径应为受

24、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）第一段轴 d1 =22mm,L1 =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 d2 =25mm L2 =43mm(3) 第三段轴，非定位轴肩自由确定，即可 d3 d2轴承选型：型号 :7206C基本尺寸 /mm|d:30基本尺寸 /mm|:62基本尺寸 /mm|B:16安装尺寸 /mm|da (min):3

25、6安装尺寸 /mm|Da (max):56考虑到甩油环的宽度故 d3 =30mm L3 =30mm（ 4）第四段轴非定位轴肩自由确定 , d4 >d3 即可。宽度可以看情况而定。故d4 =35mmL4 =6.5mm（ 5）第五段轴通过齿轮的计算已经得出。故d5 =44mmL5 =57mm(6) 第六段轴与第四段轴对称。故d6 =38mm L6 =6.5mm.dmin =19.94mmd=22mmd1 =22mmL1 =50mmd2 =25mmL2 =43mmd3 =30mmL3 =30mmd4 =35mmL4 =6.5mmd5 =44mmL5 =57mm14/22(7) 第七段轴与第三段

26、轴对称 , 故 d7 =30mm, L7 =30mm。5. 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 2456. 按弯扭合成应力校核轴的强度求支反力FBHFr 1503FAH251.5N22FBVFt 11382FAV691N22求弯矩MCHFAH (L3 L4 L5L6 L7-214.2)FAH101.625553N mmM CVFAV101.670206Nmm求合成弯矩d6 =38mmL6 =6

27、.5mmd7 =30mmL7 =30mmM1M2CHM CV274711N mm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 d 44mm轴的最大弯矩为M 1 74711N mm ，视 =0.59 ， T=50000NmmM ca 1M22钢，=650MPa ， 则1(T) 80324 N mm 对于 45为（ 0.090.1 ），即 58.565MPa，取=60MPa，轴的计算应力为：M ca1803249.429MPa<满足强度要求。ca30.1 443=60MPa,0.1 d（二）低速轴的设计计算9.429MPaca1. 已知高速轴的转速 n

28、3 =138r/min, 转矩 T3 =193076N· mm,输入功率 P3 =2.79kW2. 作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径d2 = z2 · m=193×1.5=289.5mm15/22Ft = 2T3 =1334Nd2Fr = Ft tann =485 NFt圆周力Fr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 A0 =115则根据公式P3=31.328mmdmin A0 3n3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：d1.07 31.32833.520mm 取值 d=35mm

29、连接联轴器选型：联轴器的计算转矩 Tca K AT3 , 查表 14-1 K A =1.3TcaK AT3 =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/(N ?m):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)推荐 :824. 初定各轴段直径（ 1）第 1 轴段结构参数 d1 =35mm L1 =82mm（ 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

30、轴承盖的宽度以及距轴承的距离故 d2 =40mm L2 =42mm(3) 第 3 轴段结构参数非定位轴肩自由确定，即可d=35mmTca250998N·mm联轴器型号 :LX3d1 =35mmL1 =82mmd2 =40mmL2 =42mm16/22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d3=45mmd3 =45mmL3 =44mm(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

31、L3 =44mm57 mm，为压紧齿轮，长度为 52mm故.d4 =50mmd4 =50mm L4 =52mm(5) 第五段轴参数 齿轮的右端采用轴间定位，取轴间高度为L4 =52mm4.5mm。故 d5 =59mmL5 =8mmd5 =59mm(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=8mm承和甩油环共同决定。由上面可知：L5d6 =45mmL6 =31mmd6 =45mm5. 传动零件的周向固定及其他尺寸L6 =31mm齿轮及联轴器均用A 型普通平键。连接齿轮处为键14( GB1095 1990, GB10961990), 联轴器处为键910( GB1095 199

32、0,1096 1990)，参照型轴承的安装尺寸，轴上87209C过渡圆角半径全部取r=2mm，轴端倒角为 2455. 轴的受力分析求支反力 FAHFBHFr 2242.5N2FAVFBVFt 2667 N2求弯矩M CHFAH(L3 L4L5 L6-18.2 2 )FAH98.623910NmmM CVFAV98.665766Nmm总弯矩 MC = M CH2M CV269978 N mmM C =1)按计算弯矩校核轴的强度计算弯矩最大处 d50mm69978 N mm17/22M CaM C2(T )269978 2(0.59193076 )2=1.337 105 Nmm45 钢，B600M

33、Pa,55MPaM ca13370010.695MPa=55MPaca0.15030.1d3满足强度要求。七键连接的选择及验算（一）高速轴处轴段直径为 22mm轴长为 46，选用 A 型平键 8 7 （GB1095-1990,GB1096-1990）键长 L=40mm有效键长 lLb 40 832mm按抗压强度计算4T2453929p 100MPap22743.77MPadhl32强度满足要求（二）低速轴联轴器处轴径为35mm，轴长 82mm选用 A 型普通平键10 8(GB1095 1990,GB1096 1990), 键长L 72, 有效键长 l72 1062mm抗压强度计算4T24193

34、076p 100 MPap35844 .48MPadhl62强度满足要求齿轮处轴径为 50mm，轴长 52mm选用 A 型普通平键149( GB10951990, GB10961990), 键长ca10.695MPap43 .77MPap100MPa有效键长 l44 14 30mmL=44mm抗压强度计算4T2419307657.21MPap100MPap509 30dhl八滚动轴承的选择及校核计算（一）高速轴处p1)初步计算当量动载荷 P57 .21MPa轴承在工作过程中只受合力：Pf p(XRYA)p1204 .97 N100MPa根据条件轴承预计寿命L10 h28300 1048000h

35、18/22温度系数 f t1,载荷系数 f p 1计算额定动载荷'ft P60n 1204.97605101CL10h)48000 )3f p(61(61010=14446.28N选 7206C型轴承 Cr 23000NL10 h10 6(C ) h =106( 23000 ) 3 h60 n P60510 1204 .977206C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 Pf pXYA)1214 . 94N( R计算额定动载荷'ft P60n1214.94 601381C(48000 )3f p106L

36、10h)1(610=8921.82N选用 7209C型轴承 Cr38500 NL10 h106( C )h =106(38500)3 h60nP601381214.94=3857498h>48000h选用轴承合格7209C型轴承九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 TCK AT31.3 193.076251N m根据 TC ，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 Tn =1250Nm,许用转速 4700r/min, 符合要求10. 箱体设计为保证减速器正常工作，

37、应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆检修，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。19/224) 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：