毕业论文设计带式输送机传动装置

1、机 械 课 程 设 计 说 明 书课程设计题目：带式输送机传动装置姓 名：学 号：专 业：完成日期：中国石油大学（北京）远程教育学院目 录一、前言3(一) 设计任务3(二) 设计目的4(三) 传动方案的分析4二、传动系统的参数设计4(一) 电动机选择4(二) 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比5(三) 运动参数及动力参数计算5三、传动零件的设计计算5（一）带传动的设计5（二）齿轮传动的设计计算6（三）轴的设计计算91、轴的设计计算9四、滚动轴承的选择及验算13(一) 计算轴承13(二) 计算轴承13五、键联接的选择及校核14六、联轴器的选择15七、箱体、箱盖主要尺寸计算15参考文献17一、

2、前言(一) 设计任务设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器。已知运输带输送拉力F=2.6KN，带速V=1.45m/s，传动滚筒直径D=420mm（滚筒效率为0.96）。电动机驱动，预定使用寿命8年（每年工作300天），工作为二班工作制，载荷轻，带式输送机工作平稳。工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。动力来源：电力，三相交流380/220伏。图1 带式输送机的传动装置简图1、电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、皮带运输机表1 常用机械传动效率机械传动类型传动效率圆柱齿轮传动闭式传动0.960.98（7-9级精度）开式传动0.940.96圆锥齿轮传动闭

3、式传动0.940.97（7-8级精度）开式传动0.920.95带传动平型带传动0.950.98V型带传动0.940.97滚动轴承（一对）0.980.995联轴器0.99-0.995表2 常用机械传动比范围传动类型选用指标平型带三角带齿轮传动功率（KW）小（20）中（100）大（最大可达50000）单级传动比（常用值）2-42-4圆柱圆锥3-62-3最大值615106-10(二) 设计目的通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(三) 传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换

4、其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计

5、采用的是单级直齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。 二、传动系统的参数设计 (一) 电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： 传动装置的总效率：查表1取皮带传动效率0.96，轴承传动效率0.99，齿轮传动效率0.97，联轴器效率0.99。=0.96×0.993×0.97×0.99=0.8945工作机所需的输入功率Pw： Pw=(FwVw)/(1000w)式中，Fw=2.6 KN=2600N，Vw=1.45m/s，w=0.96，代入上式得Pw=(2600×1.45)/(1000

6、15;0.96)=3.93 KW电动机的输出功率： PO= Pw /=3.93/0.8945=4.39KW 选取电动机额定功率Pm，使电动机的额定功率Pm（11.3）PO ，由查表得电动机的额定功率P5.5KW。 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： nw=60×1000V/（D）=60×1000×1.45/（×420）=65.97r/min 由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1=36。取V带传动比i2=24，则总传动比理时范围为i=624。故电动机转速的可选范围为n=（624）×65.97=395.811583.

7、28r/min。4、确定电动机型号 根据以上计算，符合这一转速范围的电动机的同步转速有750r/min 、1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速机的传动比，最终确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速1140r/min 。 主要参数：额定功率5.5KW，满载转速1140r/min，电动机质量68kg,中心高H=132mm，外伸轴端D×E=38mm×80mm。(二) 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 1、总传动比：i =1140/65.97=17 2、

8、分配各级传动比： 因i= i1× i2，根据有关资料，单级减速器i=36合理，这里取i1 =5，i2=17/5=3.4。(三) 运动参数及动力参数计算 1、各轴转速（r/min） 轴 n1=nm/i 2=1140/3.4=335.29 r/min轴 n2= n1/ i1= nw =65.97 r/min 2、计算各轴的功率（KW） 电动机的输出功率PO=4.39KW 轴 PI=4.39×0.96=4.57KW 轴 P= P12=4.57×0.99×0.97=4.39KW （1为轴承传动效率，2为齿轮传动效率，3联轴器传动效率）卷筒轴 Pj= P13=4.

9、39×0.99×0.99=4.3KW 3、计算各轴扭矩（N·mm） 轴 TI=9550×PI/nI=9550×4.57/335.29=130.17N·m 轴 T=9550×P/n=9550×4.39/65.97=635.51N·m 卷筒轴Tj=9550×Pj/nj=9550×4.3/65.97=622.48N·m 将运动和动力参数计算结果整理后列于下表：表3 运动和动力参数表参数轴名电动机轴轴轴卷筒轴转速n/rmin-11140335.2965.9765.97功率P/kw4.

10、394.574.394.3转矩T/Nm36.78130.17635.51622.48传动比i3.451三、传动零件的设计计算（一）带传动的设计1、确定计算功率工作情况系数查文献1表11.5知： =1.1。=1.1×4.39=4.829kw2、选择带型号根据Pc =4.829kw，nm1140r/min，查文献1图11.15，初步选用普通Z型带。3、选取带轮基准直径查文献1表11.6选取小带轮基准直径=80mm，则大带轮基准直径=3.4×（1-0.01）×80=269.28mm。式中，为带的滑动率，通常取（1%2%），查表后取=280mm。大带轮转速=332.46

11、r/min4、V带基准长度和中心距求(80280) 2=180100根据文献1中式11.20，初定=540mm取=550。由文献1中式11.2带长1665.67 mm由文献1中图11.4定相近的基准长度Ld=1800mm，再由式（11.3）计算实际中心距=609.05mm5、验算包角，由式（11.4）得=158.19°>，合适6、确定v带根数z带速4.78 m/s实际传动比3.43查表11.8单根v带功率=0.36KW；查表11.7包角系数=0.953；查表11.12带长度系数=1.16，查表11.10，则由公式得=11.21故选12根带。7、确定带的张紧力F0（单根带）查表1

12、1.4得q=0.06kg/m，故可由式（11.21）得单根V带的张紧力=226.63 N轴上载荷=5340.81 N（二）齿轮传动的设计计算 1、齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线圆柱直齿轮。小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS ，大齿轮选用钢调质，齿面硬度为 220HBS，由表11-5，取 =564=545 =384 =3682、 齿轮精度按GB/T100951998，选择8级3、初步设计齿轮传动的主要尺寸轴的传动比i=3.4，转速=335.29r/min,传动功率4.57kw齿轮按8精度制造。取载荷系数（表11-3）齿宽系数（表11-

13、6）小齿轮上转矩130166.42N·mm取(表11-4)，73.3mm齿数，则，则实际传动比模数齿宽取按表4-1取，中心距4、验算齿轮弯曲强度齿形系数，安全5、小齿轮的圆周速度对照表11-2 可知选用9级精度是合适的6、齿轮的结构设计单位（mm）小齿轮大齿轮齿数z2585分度圆直径75255模数33齿顶高33齿根高3.753.75齿顶圆直径81261齿根圆直径67.5247.5齿宽6560（三）轴的设计计算 1、轴的设计计算（1）选择轴的材料和热处理方式选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能查表12.1得，右表12.3差得（2）初算轴的最小直径选C=110,则轴的最小直径为

14、轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，需开键槽，故将最小轴径增加5，变为27.59mm。查机械设计手册，取标准直径30mm。（3）轴的结构设计 据轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，得出不同轴结构设计。为了便于装拆轴上零件，将轴做成两端直径小而中间直径大的阶梯轴。单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。齿轮从输入端装入，齿轮、套筒、右端轴承和端盖、联轴器依次从轴的右端装入，仅左端轴承从左端装入。（4）求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度

15、圆直径：d1=75mm 作用在齿轮上的转矩为：T1 =130.17×103 N·mm 求圆周力：FtFt=2T1/d1=2×130.17×103/75=3471.2N 求径向力FrFr=Ft·tan=3471.2×tan200=1263.41N（5）轴长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：RB1= Ftc/(b+c)=855.6N RC1= Ftb/(b+c)=855.6 N 垂直面的支反力：RB1= Frc/(b+c)=311.42N RC1= Frb/(b+c)=311.42

16、N由于选用深沟球轴承则Fa=0（6）弯矩图 剖面-处的弯矩：水平面的弯矩：MC1= RB1×b=41924.4Nmm 垂直面的弯矩：MC1'= RB1'b =15259.58Nmm 合成弯矩：M1=44615.13Nmm轴上传递的转矩： T1= 130.17×103Nmm（7）带作用在轴上的力：预紧力：=500(2.5/-1)/ZV+qv2=741.75N 带对轴作用力: =2ZSin1/2=4383.96N该力产生的弯矩图，如图（e）在轴承B处弯矩=a×=364332.84 Nmm总合成弯矩（f）,考虑到带传动最不利布置情况，与前面的弯矩直接相加

17、，可得总合成弯矩：=+×c/（b+c）=390947.97Nmm2、轴的设计计算（1）选择轴的材料和热处理方式选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能查表12.1得，右表12.3差得（2）初算轴的最小直径选C=110,则轴的最小直径为 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，需开键槽，故将最小轴径增加5，变为46.81mm。查机械设计手册，取标准直径50mm。（3）轴的结构设计 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式是油润滑，箱体四周开有输油沟，齿轮一面用轴肩定位，另一面用轴套定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩定位，周向定位则用

18、过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮、右轴承和皮带轮依次从右面装入。(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d2=255mm 作用在齿轮上的转矩为：T2 =635.51×103 N·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×635.51×103/255=4984.39N 求径向力：FrFr=Ft·tan=4984.39×tan200=1814.17N（5）轴长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：RB2= Ftc/(b+c)=839.8N RC2=

19、Ftb/(b+c)=839.8 N 垂直面的支反力：RB2= Frc/(b+c)=305.66N RC2= Frb/(b+c)=305.66N 由于选用深沟球轴承则Fa=0（6）画弯矩图 剖面-处的弯矩：水平面的弯矩：MC2= RB2×b=41150.2Nmm 垂直面的弯矩：MC2'= RB2'b =14977.34Nmm 合成弯矩： M2=43791.09Nmm（7）轴上传递的转矩： T2=635.51×103Nmm3、轴强度的校核 按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。强度校核公式：e=/W-

20、1轴：(1) 轴是直径为30的是实心圆轴，W=0.1d3=2700Nmm(2) 轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为-1=65MPa则e=/W=31.28-1= 65MPa故轴的强度满足要求轴：(1) 轴是直径为50的是实心圆轴，W=0.1d3=12500Nmm(2) 轴材料为45号钢，正火，许用弯曲应力为-1=65MPa则e= M2/W=6.35-1= 65MPa故轴的强度满足要求四、滚动轴承的选择及验算(一) 计算轴承1、选型因轴只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。根据工作要求及输入端的直径，选取型号为6208，其尺寸为d×D×b=40×80×18

21、（mm）。2、验算（1）根据条件，轴承预计寿命 8×365×16=46720h其中Cr=22.8kN Fr=1263.41N Ft=3471.2N（2）确定e值由 经查表14.9得e=0.36（3）计算当量动载荷P查表14.9得X=0.56 Y=1.25 于是（4）计算轴承寿命 查表14.5、14.6得，寿命指数 故满足寿命要求 (二) 计算轴承1、选型因轴只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。根据工作要求及输入端的直径，选取型号为6212，其尺寸为d×D×b=60×110×22（mm）。2、验算（1）根据条件，轴承预计寿命 8

22、5;365×16=46720h其中Cr=36.8kN Fr=1814.17N Ft=4984.39N（2）确定e值由 经查表14.9得e=0.35（3）计算当量动载荷P查表14.9得X=0.56 Y=1.26 于是（4）计算轴承寿命 查表14.5、14.6得，寿命指数 故满足寿命要求 五、键联接的选择及校核1、轴上的键（1）选型 由于齿轮不是安装在轴端，故选用在键槽中轴向固定较好的圆头普通平键。 根据该轴段直径为42mm，查表5.1得键的截面尺寸：b×h=12×8（mm）。由轮毂长度（63mm）并参照键的长度系列，取键长L=56mm。（2）校核由表5.2中查得钢轮

23、毂键槽的许用挤压应力。键的接触长度，轮毂与键的接触高度 故键强度符合要求2、轴上的键（1）选型 由于齿轮不是安装在轴端，故选用在键槽中轴向固定较好的圆头普通平键。 根据该轴段直径为62mm，查表5.1得键的截面尺寸：b×h=18×11（mm）。由轮毂长度（57mm）并参照键的长度系列，取键长L=50mm。（2）校核由表5.2中查得钢轮毂键槽的许用挤压应力。键的接触长度，轮毂与键的接触高度 故键强度符合要求六、联轴器的选择1、选择联轴器在减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器因轴的转速较低、传递转矩较大，又因减速器与工作机常不在同一机座上，要求由较大的轴线偏移补偿，应选用承载能力较高的刚性可移式联轴器。查表得选用TL9型号的轴孔直径为50的弹性套柱销联轴器，公称转矩 =1000 N·m ，取载荷系数K=1.3，则计算转矩选用TL9型弹性套柱销联轴器，公称转矩 =1000 N·m，。采用J型轴孔，A型键轴孔直径d=50mm，轴孔长度L=84mm。TL9型弹性套柱销联轴器有关参数型号公称转矩T/(N·m)许用转速n/（r·）轴孔直径d/mm轴孔长度