带式传输机传动装置设计

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目带式传输机的传动装置设计一、任务书1二、电动机的选择3三、传动比分配及运动和动力参数计算4四、带的选择及算5五、齿轮的设计算8六、轴的设计计算11七、滚动轴承的选择及计算17八、键及联轴器的选择及计算17九、润滑、密封等简要说明18十、设计总结18H-一、参考资料19一、机械设计基础课程设计任务书1、设计任务：1 .根据学号选择相应原始数据，题号为：1002 .减速器装配图一张(A1)3 .零件图2张(A2)4 .设计说明书一份设计带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器，该传送设备的动力由电动机经减速装置后传至传送带。传动装置简图：6一传送带2、设计数据:运输带工作

2、拉力F(N)运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)48001.85003、设计要求:1.每日两班工作制，工作期限为八年。35度。2,连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，最高环境温度3,运输带速度允许误差5%。4. 一般机械厂制造，小批量生产。4、设计方法：5. 1.基本参数计算：传动比、功率、扭矩、效率、电机类型等。6. 2.基本机构设计：确定零件的装配形式及方案。7. 3.零件设计及校核（零件受理分析、选材、基本尺寸的确定）8. 4.绘制零件图（型位公差、尺寸标注、技术要求等）。书写结优点：Y系列电机具有效率高、起动转矩大、体积小、重量轻、噪音低、振动小、外形美观、标准化程度高

3、等优点。(2)先择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为FVPw100048001.88.64(kw)1000电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)电一电一带“带为皮带的效率0.96,”轴承为轴承的效率0.99选才iY系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机Pw=8.64(kw)查表：ri卷筒=0.96Y V带=0.96Y 齿轮=0.97刀联轴器=0.99Y 轴承=0.99、电动机的选择(1)电动机的类型选择初步确定：Y系列三相异步电动机P=10.06(kw)nw=68.75(r/min)“齿轮齿轮的效率0.97,”联为联轴器的效率0.99“春借卷筒的效率0.96仓同刀总=0.96

4、X0.99X0.98X0.97X0.99X0.96X0.98=0.859Pd=PW/"电=8.64/0.859=10.06(kw)所以选择电动机的额定功率为10.06kw(3)确定电动机转速卷筒轴的工作转速为601000V6010001.8nW68.75(r/min)二D二500根据机械设计课程设计表3.2推荐传动比范围，取圆柱齿轮传动一级减速器齿轮传动比范围，取V带传动比i齿轮=36,单级齿轮传动比i带=24,则合理总传动比的范围为i总=624,故电动机转速的可选范围为n=i<i齿轮nW=(624户68.75=(412.51650)r/min符合这一范围的同步转速有750r/

5、min、1000r/min、1500r/min,查表查出有二种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见卜表。选Y160L-6电动机i总=14.11i带=3i齿轮=4.70n0=970r/minn=323r/minnn=68.75r/min力杀电动机型号额定功率Ped/kw电动机转速(r/min)同步转速满载转速1Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160M-41115001460综合考虑电动机和传动装置的尺寸、带传动比选Y160L-4三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比(1)由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为：、=nm/

6、nw=970/68.75=14.11(2)分配各级传动装置传动比：V带传动比i带=24,取V带传动比i带=3,单级齿轮传动比i齿轮=k、+i齿轮=14.11+3=4.70计算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，首先推算出各轴的转速、功率和转矩。一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。“带为皮带的效率0.96,“轴承为轴承的效率0.99“齿轮齿轮的效率0.97,“联为联轴器的效率0.99卷筒的效率0.96卷筒(1)各轴转速n0=nd=970r/minI轴n=nd/i带=970/3=323r/minn轴nn-d970:14.1168.75r/mini带i齿轮4

7、n卷筒=nn(2)各轴的输入功率P0=Pd=10.06(KWI轴P=PdX"带=10.06x0.96=9.66(KWn轴Pn=PM”轴承”齿轮=9.66x0.97=9.37(Kvy卷筒P卷筒=Pn”联父，承=9.37x0.99=9.28(KW(3)各轴扭矩Pd10.06Td=9550x=9550父=99.04(Nm)nm970P=9.66(kw)P-=9.37(kw)P卷筒=9.28(kw)Td=99.04(N-m)T=Tdx角带黑i带=99.04m0.96黑3=285.24(Nm)T=285.24(N-m)T"T0"轴承父”齿轮勺齿轮=285.24父0.99父0

8、.97父4.70=1287.41(Nm)T-=1287.41(N-m)T卷筒二1261.80(N.m)T卷筒=%父"联m"轴承=1287.41"99X0.99=1264.80(Nm)轴名功率p(kw扭矩t(n-m)转速n(r/min)传动比i效率刀电动机轴1199.0497030.96I轴9.66285.213234.700.97n轴9.371287.4168.751.000.99卷筒轴9.281261.8068.75四、V带传动的设计(1)确定计算功率计算功率Pc是根据传递的额定功率(如电动机的额定功率)P,笄考虑载荷性质以及每天运转时间的长短等因素的影响而确定

9、的，即PC=KAXPCA由十要求载荷平稳，空载启动，两班制工作，查机械设计基础(p156)表8-8得工况情况系数KA=1.2APC=KAMP=1.2X11=13.2(KW)(2)选才iV带的型号根据计算功率PC=13.2(KW)和主动轮转速nd=970(r/min),参机械设计基础图8-11(p157),选才iB型普通V带，具基准直径dd1=160200mm(3)确定带轮基准直径dd1,dd2带轮直径小可使传动结构紧凑，但弯曲应力大，使带的寿命降低。设计时应取小带轮的基准直径dd1、ddmin,ddmin的值查机械设计基础表8-7(p155),ddmin=125mm,忽略弹性滑动影响，选小带轮

10、基准直径dd1=180mmdd2Mdd1父180541mm,dd2应取标准值，查机械nj323设计基础表8-9(p157)得dd2=560mm,实际传动比nd=dd2/dd1=3.111,理论传动比n=311.80,从动轮的转速误差率为323311.80=0.035，在±0.05以内为允许值323(4)验算带速VnMdd1Mnd冗父180M970、.田心V-914(m/s),田速在560黑100060M100025(m/s)(5)确定带的基准长度Ld和实际中心距aPC=13.2(KW)dd1=180mmdd2=560mmV=9.14(m/s)6传动中心距小则结构紧凑，但传动带较短，包

11、角减小，且带的绕转次数增多，会减低带的寿命，致使传动能力降低。如果中心距过大则结构尺寸增大，当带速较高时会产生颤动。设计时应根据具体的结构要求或按卜式初步定中心距a00.75+dd2)<ao<2(dd1+dd2)即：518<a0<1480初选ao=550,则由带传动的几何关系可得带的基准长度公式271y(dd2dd1)L02a0+(dd1+dd2)*24aO25(560-180)=2父550+(180+560)+-24M550=2296mm查机械设计基础表8-2(p145)即得带的基准长度标准值Ld=2300mm而实际中心距为,Ld-L02300-2296a定a0+=5

12、50+=552mm22中心距的变化范围为：amin=a-0.015Ld=552-0.015父2300=517.5mmamax=a+0.03Ld=552+0.03父2300=621mm(6)校核小带轮包胶ai%=1800-dd2dd1m57.3。=158.24。下120。a(7)确定V带根数zPcZ>(P0+aP0)K«Kl根据dd1=180mnRn1=970r/min,查表8-4得P0=3.54KW,查表8-5得AP0=0.34KW查表8-6得K=0.94,查表8-2得K=1.07a0=550L0=2296mmLd=2300mmamin=517.5mmamax=621mm叼=1

13、58.24。7则Z>13.2(3.540.34)0.941.07=3.3,取Z=4(8)q=0.17kg/m确定初拉力F0由表8-3查得B型普通V带的每米长质量为=50013.22.5-10.179.142=313.80N49.140.94(9)计算带轮轴所受压力Q."-：P0=0.34kwK.=0.94Kl=1.07Z=4Fo=313.80N158.242Q=2465.27N:1Q=2ZFSin-=2X4X313.80xsin=2465.27N(10) 带轮的设计由课本表8-11查得：e=19±0.4;f=11.5.则带轮轮毂宽度B=(Z-1)e+2f=90mm由于

14、高速轴d1=30m则大带轮的轮毂宽度B大=L=90mm。五、齿轮传动设计已知传递功率PI=9.66KW，小齿轮转速nI=323r/min,根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动(1)选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBs;大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS,查表得选精度等级8级。(2)按齿面接触疲劳强度设计1)转矩TII=9.550黑106黑且=9.550黑106黑966=2.86X105(Nmm)nI3232)载荷系数K查机械设计基础表11-3(p169)取K=1.13)齿数Zi和齿宽系数少d初选齿数，小齿轮的齿数乙=25,大齿轮的齿数z2=134,因为

15、单级齿轮传动为对称布置，硬度M350HBS,齿轮为软面，由表小带轮dd1=180mm,选取少d=14）许用接触应力L-H1采用实心带轮由图查得c-Hlim1=560MPa,0Hlim2=380MPa由表查得Sh=1,应力循环次数N1=60njLh=6048011030028=1.38109大带轮dd2=560mm,采用腹板带轮B=90mmN18Hlim1Sh=560MPa!人2Hlim2380一1=380MPaN2=1.=2.5710选用直齿圆柱齿轮传动5T1=1.15105(Nmm)K=1.1少d=1二Hlim1=560MPa2K(u1)(ZeZh).=65.89mmm=电=65幽=2.64

16、由机械设计基础表4-1P57425取标准值m=3（3）计算主要尺寸d1=mz=75mmd2=m2=402mm,b=。dXd1=75mm经圆整后取b2=75mmb1=b2+5=80mm,11a=mz1z2）：-325134）；=238.5mm标准中心距（4）按齿根弯曲疲劳强度校核若；、一1则校核合格。确定有关系数与参数：1）齿形系数Yf,查表Yfi=2.73,YF2=2.232）应力修正系数Ysi=1.59,Ys2=1.823）许用弯曲应力bF】查机械设计基础得仃7ml=450MPa,oFlim2=310MPaSf=1.25,YnT1=YnT2=1得"小广:驷-匹人嘏MP-48MPa故

17、c-F1=2KT1YF1YS1=65.07MPa:二.F=360MPabmz1<yF2=<jF1/2工2=61.17MPa<kF=248MPaYf1Ys1-齿根弯曲强度校核合格。(5)验算齿轮的圆周速度v二dmv=601000二75480601000=1.88m/s名称代号小齿轮人齿车匕齿顶局ha33齿根高hf3.753.75齿全高h6.756.75顶隙c0.750.75分度圆直径d75402基圆直径db70.5377.88齿顶圆直径da81408齿根圆直径df67.5394.5齿距p9.429.42齿厚s4.714.71齿槽宽e4.714.71标准中心距a238.5238.

18、5压力角a29.5°22.15°齿顶圆的压力角3alai29.5°22.15°重合度£1.761.76选9级精度是合适的。(6)结构设计大齿轮采用实心式小齿轮与轴制成齿轮轴(7)两齿轮的几何尺寸计算六、轴的设计100Hlim2=380MPaN1=1.38109N2=2.57108m=3d1=75mmd2=402mmb2=75mm,b1=80mma=238.5mmYfi=2.73,Yf2=2.23Ysi=1.59,Ys2=1.82二fie=450MPa二Flim2=310MPaSF=1.25YNT1=YNT2=1(1)高速轴的系列设计：(1).齿

19、轮轴(高速轴)概略设计1)已知条件知减速器传递功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查机械设计基础表14.1取毛坯直径dw200mmoB=650MPa2)按扭转计算轴的最小直径查C=107118,C取113由公式d之C3：岂=113X1_nn1-:，966=30.67,480求出的直径值，需圆整成标准直径，并作为轴的最小直径，考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算轴径应增大3唳5%查手册取标准值d1=25mm(2)高速轴的受力分析1)求轴上的作用力作用在齿轮上的转矩：_69,665,Tt=9.55X10x=2.86M10(Nmm)323齿轮圆周力：Ft1=型=2-

20、2.85-10=8.65m103Nd65.89齿轮径向力：Fr1-Ft1tan楙-3135NcosP齿轮轴向力：Fa1=0带对轴的作用力：Fq=2F°sind=2465.27N22)求支反力人如牛匕米用头心式小齿轮与轴制成齿轮轴5Tt=2.86M105(Nmm)Ft1=8650(N)FM=3135(N)Fa1=0Fbh=550N11Fri3135Fbh=Fah=1567.5N22Fti8650Fbv=Fav=_=4325N22求弯矩Mcn=Fahx(8.5+17+10+45/2)=90915Nmm.Mbh=0Mcv=Favm(8.5+17+10+45/2)=250850NmmMbv=

21、0Mb=04)按当量弯矩校核轴的强度因为是单向回转，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：b=JmxM+(aTxaT)/(0.1才)3=111194.7/(0.1X75)=2.64<aj=60MP满足强度要求查表7.5P236查得对于45钢，6b=735MPa-1w=70MPa要求，轴径最小处d=30mmMe=aT=0.6F29000=77400Nmm仃e=Me=Mez=48Mpa<。-1=60MPaW23/32-bt(d-t)2/2y受力简图弯矩图如后面查机械设计基础(p270),查得对40钢的(Tb=650MPa,-1b=60MPa故按ae=-I-=48M

22、Pav匕加故轴的强度合格W由于最小轴径处与带轮相连，并在轴径处开有键槽，故需进.一TT,32，行强度校核。按仃B=进行校核，W_nd_bt(d-,在W322d进行设计时初定带轮处的键的型号为：键6X50(GB1095-1990,GB1096-1990)查表得：b=8mmh=7mm则58=48MPaWk故强度足够。2.低速轴的设计Fhb=1567.5NFbv=4325NMBH=0(N-mm)a=0.6键6x5012（1）低速轴概略设计1）材料、热处理：此轴为低速轴，考虑到转速相对于局速轴较小，但还要保证有足够的耐磨性和较好的综合力学性能，故选用便宜的、性能较好的45号钢材料进行正火处理，查机械设

23、计基础表14.7（p270）,取毛坯直径d<100mm,ob=600MPa2）按扭转强度计算轴的最小直径:查取0=107-118,由公式_C107118)X一9.37113M3;=58.25考虑所求d2为受扭部分的最细处，即装联轴68.35器处的轴径，但由于该处有一键槽存在，故将估算轴径应增大3%5%查手册取标准值d2=50mm3）确定轴各段直径和长度a.从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，而所求得的直径为最小直径，则为了保证轴有足够的强度则轴的直径应该增加3%-5%故根据上述基本直径的确定选取d-虫50mm查机械设计基础-课程设计指导书（p150）得半联轴器的长度取62m

24、m为了保证轴传动的可靠性、键的承载能力及方便定位，可选择第一段轴的长度L1=110mmb.右起第二段（即油封处），考虑联轴器的轴向定位要求，毛坯直径d_100mm二b=600MPa轴的最小直径d2=55mmL1=110mm2=虫60mmL2=46mm13L3=54mmd4=378mmL4=38mmd5=CD386mmL5=11mm6=虫60mmL6=20mm7=虫60mmL7=60mmL=300mm齿轮处键为：键10x联轴器处型号为：键10X70。该段的直径取2=虫55mm查手册知轴肩定位的相邻的轴径的直径一般相差510mm在保证该轴径满足油封标准情况下，第二段直径比第一段略大，则d3=60,

25、则轴承的内径代号为07,查机械设计指导书（P154）选取6212型轴承（B=21），为了便于轴承端盖的装拆及对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面间的距离为30mm由减速器及轴承盖的结构设计，取轴承盖的总宽度为25mm则取第二段的总长度L2=46mmc右起第三段（该段包含四部分），此段装有滚动轴承，而轴承主要承受径向力，但轴向力为零，故考虑选用深沟球轴承，两端轴承一致。因为d1xq的值小于标准值故选择轮滑方式为脂润滑，故因选择挡油盘，以防止油液稀释润滑脂。为了安装方便设一轴肩，则该段的直径为3=虫60mm轴承内圈宽度为B=21mm齿轮相对箱体对称布置。考虑挡油盘的形状大小及两

26、齿轮啮合处的对中性（即两齿轮的中心线在同一直线上），故选该轴左端的挡油盘长度为16mm右端的挡油盘长度为16mm而相应的薄型套筒长度选11mm；齿轮轮毂宽度与齿轮处的轴段长度之差为2mm综上考虑选择第三段的总长度L3=21+20+11+2=54mmd右起第四段（即齿轮处），该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，又因为此处为非定位轴肩，d4=378mm齿轮宽度为40mm为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=38mme右起第五段，考虑齿轮的轴环定位，取轴环的直径为5=386mm,长度取L5=11mmf右起第六段（即挡油盘处），应参考第三段轴的尺寸和选取与第三段处挡油盘一样长度，即选取轴径为6=虫6

27、0mm长度L6=20mmg左起第一段（即左轴承处），选取与6208型轴承一致的内圈宽度，即7=虫60mmL7=21mm所以低速轴全轴长为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=300mm4）传动零件的周向固定及其他尺寸齿轮及联轴器均用A型普通平键连接。键宽b=10mm键高h=8mm键长为22110mm，由于轴长L4=38,选取键长l=32mm则键槽宽度为10mm键长为43mm键高为11=5mm,t=3.3mm为了加工方便，可参照6207型轴承的安装尺寸.轴上过渡圆角半径全部取r=1mm轴端侄角为2X45对于轴上的退刀槽，可选尺寸为2X2（长X深）14(2)低速轴的受力分析嫩榭娜1)由轴传

28、递，作用在齿轮上的转矩:T2=9.550106p2=9.5501069.37=1309195(Nmm)168.35152)作用在轴上作用力齿轮上圆周力Ft2-2T2-2X1309195=3257(N)d2402齿轮上的径向力F_T2tan3257父tan20：Fr21185(N)cosP1齿轮上的圆周力Fa2=Fa2tanp=0(N)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：Fah=Fbh=Ft/2=1628.5N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么Fav二FBV=Fr/2=592.5N(6)画学矩图右起第四段剖面C处的弯矩：卜M

29、c=Ram(19+54)=97747水平面的弯矩：'7垂直面的弯矩：Mci=Mc2=Ra父(19+54)=35188.92Nmm合成甯矩：Mc=Mc2=jMc父Mc+Mc1父Mc1=J97747x97747+35188.92父35188.92=10388.09Nmm画弯矩图：T=Ftd2/2=118953.5(8)回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=7mC22+(aT)2=538278Nmm(9)判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差/、大，所以剖面C为危险截面。已知Mec2=538278

30、Nm,由课本表13-1有：(r-1=60Mpa则：3(re=MeC2/0.1d=0.016MPa<(T-1Ft2=3257(N)Fr2=1185(N)Fa2=0(N)Fah=1628.5(N)Fav=592.5(N)Fbv=592.5(N)Mc=10388.09(Nmm)a<e口b16故轴的强度合格查机械设计基础表14.2得！r/b=55MPa,满足仃eM卜小】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕量。综上所述，轴的强度满足要求。七、滚动轴承的选择及计算1 .高速轴上轴承的寿命计算1)轴承型号：因为高速轴的d3-30,则轴承的内径代号为06,轴上装后滚动轴承，而轴承主要承受径

31、向力，但轴向力为零，故考虑选用深沟球轴承，查机械设计指导书选取6206型轴承(B=16)2)查表查出：基本额定动载荷Cr=19.5kN;3)查出温度系数：fr=1,fp=1,Cr=25.5,单列轴承X=1,Y=04)计算轴承受的径向载荷P=495乂fp=495N5)用工作小时数Lh表示轴承白寿命。L10h二10-f-)60nlp)可见轴承的寿命大于轴承的顶期寿即，故符H要求。八.键连接的设计和联轴器的设计1 .高速轴处带轮处轴段直径19mm轴长为58mm选用A型普通平键。其型号选：键6X50(GB1905-1990,GB1906-1990),有效键长l=L-b=50-6=44mm按抗压强度计算

32、一一5仃p一.-66.67MPa<,p|=1OOMPadh125M6M44一一故强度满足要求2 .低速轴处(1)齿轮处轴段直径402mm轴长38mm选用A型普通平键。其型号选：键10X32(GB1905-1990,GB1906-1990),O峥l=L-b=32-10=22mm按抗压强度计算.“一54T24-5.38父10CCS-1%=30.42MPa<凡=110MPapdhl402父8M22-p-故强度满足要求带轮处选用A型普通平键。其型号选：键6X50<j<bpp低速轴处齿轮处选用A型普通平键J<&p】联轴器处选用A型普通平键17(2)联轴器处轴段直径25mm轴长60mm选用A型普通平键。其型号选；键10X70(GB1905-19