河北工程大学姚桂英减速带课设

1、 成绩：_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： 装控2015- 02 学生姓名： 陈静阳 学 号： 150640217 指导教师： 姚贵英 河北工程大学材料工程学院2017年 6月 10 日 目 录 1 、绪论.1 2 、总体方案设计. . 2 3 、设计要求 . 2 4、 设计步骤 4.1. 传动装置总体设计方案 . .24.2. 电动机的选择. .34.3. 计算传动装置的传动比及各轴参数的确定. .44.4. 齿轮的设计 . .64.5. 滚动轴承和传动轴的设计. .8 附：两根轴的装配草图. .164.6.键联接设计. .184.7. 箱体结构的设计.

2、 .194.8.润滑密封设计 . .20 5 、 设计小结 . .20 6 、 参考资料 . .211  绪论带式输送机的最新发展方向时一呈现长距离、大运量、高速度、集中控制等特点。与其他运输设备(如机车类)相比，不仅具有长距离、大运量、连续运输的特点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中控制，经济效益十分明显。带式输送机也是煤矿最为理想的高效连续运输设备，特别是煤矿高产高效现代化的大型矿井，带式输送机己成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。随着煤矿现代化的发展和需要，我国对大倾角固定带式输送机、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机及长运距、大运量带式输送机及其关键技

3、术、关键零部件进行了理论研究和产品开发，应用动态分析技术和中间驱动与智能化控制等技术，研制成功了软启动和制动装置以及PLC控制为核心的电控装置，并且井下大功率防爆变频器也已经进入研发、试制阶段。随着高产高效矿井的发展，带式输送机各项技术指标有了很大提高。本文在对常规下运带式输送机驱动及制动方案的理论研究的基础上，提出长运距、大运量下运带式输送机常见驱动方式和制动方法，通过系统的动态建模计算和仿真分析，将静态设计结论和动态分析结果相结合，指出长运距、大运量下运带式输送机启动、运行和制动过程中存在的问题，并提出可行的控制理论和解决方案。2 、总体方案设计课程设计题目：带式运输机传动装置设计（简图如

4、下）1V带传动2电动机3-圆柱齿轮减速器4联轴器5输送带6滚筒 - 40 -2.1.设计课题：设计一用于带式运输上的单级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，使用寿命8年，每年365天，每天16小时，单向运输，载荷平稳，输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；2.2.原始数据：题号3第一组运送带工作拉力F/KN运输带工作速度v/(m/s)滚筒直径D/mm3.62.23003、设计要求3.1减速器装配图1张(三视图，A1图纸)；3.2.零件图两张（A3图纸，齿轮，轴，箱体）；3.3.设计计算说明书1份(8000字左右）。4、设计步骤4.1. 传动装置总体设计方案4.1.1外传动机构为V带

5、传动。4.1.2减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。4.1.3方案简图如下图： 1V带传动；2电动机；3圆柱齿轮减速器； 4联轴器；5输送带；6滚筒一传动方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比需求，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。4.2、电动机的选择4.2.1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y型三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。4.2.2选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为 由机械设计基础课程设计手册表12-1可知：1：带传动 0.96（球轴承）2：齿轮传动的轴

6、承 0.99 （8级精度一般齿轮传动）3：齿轮传动 0.97（弹性联轴器）4：联轴器 0.975：卷筒轴的轴承 0.986：卷筒的效率 0.96所以电动机所需工作功率为 4.2.3确定电动机转速 V带传动的传动比i1=(2-4)，单级齿轮传动比 i2 =(3-5)，一级圆柱齿轮减速器传动比范围为i=（6-20），而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为： 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计基础课程设计手册，表12-1选定电动机型号为Y160L-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y160L-611970 2.0 2.0综合考虑电动机和传动装置的尺

7、寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000的电动机，所以电动机的类型为Y160L-64.3.计算传动装置的传动比及各轴参数的确定4.3.1传动比为 （ 为电动机满载转速，单位：r/min ） 分配各级传动比时由机械设计基础课程设计手册表128圆柱直齿轮传动比范围i1=（35）V带传动范围（24）取值i0=3所以i=131).各轴的转速 I轴 n1 = II轴 卷筒轴 nm为电动机的满载转速r/min；n1n2为I轴II轴 （I轴高速轴II轴为低速轴）的转速，i0电动机至I轴的传动比，i1为I轴至II轴的传动比。 4.3.2).各轴的输入功率 电动机轴 w轴I 滚筒轴

8、 4.3.3.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为： I轴 II轴 滚筒轴 将上述计算结果汇总如下表所示：轴名功率P/kw转矩T/(N·m)转速n/(r/min)传动比效率I轴9.216 275.0432030.97II轴8.3 1037.576.441180.90卷筒轴7.81 976.2576.4电动机9.6 95.59604. 4.齿轮的设计4.4.1选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选9级精度，要求齿面粗糙度 R3.26.3.4.4.2按齿面接触疲劳强度设计

9、因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。确定有关参数与系数：转矩T1 载荷系数K查表10.11取K=1.1齿数z1齿宽系数小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数z2=100.因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取。许用接触应力 由图10.24查得 由表10.10查得SH=1。 查图10.27得 由式（10.13）可得 故 由表10.3取标准模数m=2.5。4.4.3计算主要尺寸 经圆整后取b2=65。 4.4.4按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（10.24）得出，如则校核合格。 确定有关系数与参数： 齿形系数YF查表10.13得 YF1=2.65，YF2

10、=2.18。1） 应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.80。许用弯曲应力 由图10.25查得 。由表10.10查得 。由图10.26查得 。由式（10.14）可得 故齿轮弯曲强度校核合格。4.4.5验算齿轮的圆周速度v 则，选9级精度是合适的。4.5 V带的设计 4.5.1确定计算功率Pc 由表8.21查得KA=1.3，由式（8.12）得 4.5.2选取普通V带型号根据Pc=7.15kW、n1=960r/min， 由图8.12选用B型普通V带。 4.5.3确定带轮基准直径dd1、dd2根据表8.6和图8.12选取dd1=140mm，且dd2=140mmddmin=1

11、25mm。大带轮基准直径为 按表8.3选取标准值dd2=500mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为 从动轮的转速误差率为 在 以内为允许值。4.5.4验算带速v 带速在525m/s范围内。4.5.5确定带的基准长度Ld和实际中心距a 按结构设计要求初定中心距a0=1500mm。由表8.4选取基准长度Ld=4000mm。由式（8.16）的实际中心距a为 中心距a的变化范围为 4.5.6校验小带轮包角 由式（8.17）得 4.5.7确定V带根数z由式（8.18）得根据dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.10，根据内插法可得取P0=2.82kW。由式（8.11）得功率增量为由

12、表8.18查得Kb=根据传动比i=3.35，查表8.19得Ki=960r/min则由表8.4查得带长度修正系数Kl=1.13，由图8.11查得包角系数Ka=0.95，得普通V带根数圆整得z=4。4.5.8求初拉力F0级带轮轴上的压力FQ由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为4.5.9带轮的结构设计按本章8.2.2进行设计（设计过程及带轮零件图略）。4.5.10设计结果选用3根B-3150GB/T 115441997的V带，中心距a=968mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=469.0mm

13、，轴上压力FQ=2067.4N。4.6传动轴的设计齿轮轴的设计4.6.1 确定输入轴上各部位的尺寸（如图） 4.6.2按扭转强度估算轴的直径 选用45并经调质处理，硬度217255HBS轴的输入功率为PI= 4.03 KW 转速为n=286.57 r/min根据机械设计基础P265表14.1得C=107118.又由式（14.2）得：d4.6.3确定轴各段直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%5%，取D1=30mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 则第一段长度L1=60m

14、m右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=20mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm，长度取L4= 10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，

15、由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mm，分度圆直径为62.5mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=67.5mm，长度为L5=70mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm长度取L6= 10mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6） 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=18mm4.6.4求齿轮上作用力的大小、方向： 小齿轮分度圆直径：d1=62.5mm作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55×106·P/n=134300N·mm 求圆周力：FtFt=

16、2T2/d2=2×134300/250=1074.40N 求径向力FrFr=Ft·tan=1074.40×tan200=391.05NFt，Fr的方向如下图所示 4.6.5轴上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：FA=FB=Ft/2 =537.2N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么FA=FB =Fr/2=195.525 N4.6.6画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=PA×24=53.352 N·m 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×24

17、=19.2 N·m 合成弯矩：4.6.7画转矩图：T1 =138.952N·m4.6.8画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： 4.6.9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不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=100.825 N·m ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=100825/(0.1×483)=9.11 Mpa <-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

18、e= MD/W= MD/(0.1·D13)=83.371/(0.1×403)=13 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： 输出轴的设计计算确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 由前面计算得，传动功率P2=4.207kw, n2=76.19r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理， 硬度217255HBS根据课本（14.2）式，并查表14.1，得d 确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取（41.9747.18），根据计算转矩T= 9.5

19、5×106·P/n=527.324 N·mTc=RA×T=1.3×527324=685.49N·m查标准GB/T 50142003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=84mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为d×D×B=55&

20、#215;90×18，那么该段的直径为55mm，长度为L3=32 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mm 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=11.5mm 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=18mm 作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）截面处的弯矩为MHI=2003.3×97/2=97160N·mm截面处的弯矩为MHII=2003.3×23=4607

21、6N·mm 作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145截面处的弯矩为 MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm截面处的弯矩为MrII =FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm 合成弯矩图（图e）MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mmMII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm 求转矩图（图f） T=9.55×106×P/

22、n=9.55×106×4.207/76.19=527324 N·mm求当量弯矩 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6截面: MeI=( 609252+(0.6×5273242）1/2=322200 N·mm截面：MeII=( 490332+(0.6×5273242）1/2=320181 N·mm 确定危险截面及校核强度由图可以看出，截面可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面进行校核。截面：eI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa截面：eII=MeI

23、I/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa查表得-1b=60Mpa,满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。其受力图如下4.7滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh5×365×24=43800小时4.7.1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05NP=fp Fr=1.1×391.05=430.155N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本P284页，选择6208 轴承 Cr=29.5KN根据课本式15-5有算得Lh=187

24、589.7743800预期寿命足够此轴承合格其草图如下：4.7.2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值（3）选择轴承型号查课本P154页，选择6011轴承 Cr=30.2KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格4.8、键的设计4.8.1联轴器的健a、选择键的型号：C型键 由轴径d1=45mm，在表14.8查得键宽b=14mm，键高h=9mm，L=36160mm。 L=54mm（1.61.8）d=7281mm l1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得jy1=4T

25、/(dhl1) =4×525.87×1000/（45×9×47）=110.47MPa【jy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)b、写出键的型号：选键为C14×70GB/T1096-19793.8.2齿轮键的选择a、选择键的型号：A型键轴径d4=60mm，为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表14.8得键宽b=18mm， h=11mm，L=50200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mmjy2=4T/(dhl2)=4×525.87×1000/（45×11×3

26、8）=111.79MPa【jy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)b、写出键的型号：取键A18×80GB/T1096-19794.8.3输入端与带轮键选轴径d4=30mm，查表14.8取键10×8。即b=10，h=8，L=50l2=L-10=60-10=50mmjy2=4T/(dhl2)=4×138.95×1000/（30×8×50）=46.317【jy】4.8.4、联轴器的选择1）、计算联轴器的转矩由表16.1查得工作情况系数K=1.3由式16.1得主动端 TC1=KT2 =1.3×400=520N·m

27、  从动端TC2=KTW =1.3×376·=488.8N·mTm=1250N·m（附表.）由前面可知： dC =40.2344.37mm又因为d=C（1+0.05） =（40.2344.37）（1+0.05） =42.2446.59mmn2=76.r/minn=4000r/min由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器2）确定联轴器的型号HL4 GB5014-。 由其结构取 L=11.5 d=55 D=644.8.5.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。4.8.6机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。4.8.7考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。4.8.8机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。4.8.9对附件设计 A 视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入