带式输送机传动装置设计

机械设计课程计计算说明书设计题目

带式运输机传动置

目

录一二三

课程设计任书设计要求设计步骤

2221.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比

54.计算传动装置的运动和动力参数65.设计V带和带轮76.齿轮的设计97.滚动轴承和传动轴的设计148.键联接设计289.箱体结构的设计2910.润滑密封设计3111.联轴器设计32四五

设计小结参考资料

3232

一

课程设任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1——V带传动2——运输带3——单级斜齿圆柱齿轮减速器4——联轴器5——电动机6——卷筒原始数据：数据编号12345678运输带工作拉力15002200230025002600280033004000F/N运输带工作速度1.1v/(m/s)

1.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm

220240300400220350350400已知条件1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35摄氏度；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V5）运输带速度允许误差±5%；6）制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量生产。二.设要求

传装置体计案

1.减速器装配图一张。2.绘制轴、齿轮零件图各一张。3.设计说明书一份。三.设步骤1.传动装置体设计案本组设计数据：

F第二组数据：运输带工作拉力F/N

2200。

m运输带工作速度

1.1。

D240卷筒直径D/mm

240。1）外传动机构为V带传动。2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。3)方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

33电机选择）选择电动机的类型）选择电动机的容量

2电动机的选1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，额定电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为Pvw从电动机到工作机传送带间的总效率为

kww

1

2

3

4

5由《机械设计课程设计手册》表1—7可知：

0.86

：V带传动效率0.96

：滚动轴承效率0.99（球轴承）

：齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动）：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）：卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为）确定电动

PP3）确定电动机转速按表13—2推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速器传动i而工作机卷筒轴的转速为

'

6~

P2.81机转速

nw所以电动机转速的可选范围为

n87.58rwni'~20)r(525.481751.6)rmind符合这一范围的同步转速有rmin和1500两种。综合考虑电动机和传动

装置的尺寸、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1500rmin的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计手册》表12—1选定电动机型号为。其主要性能如下表：电动机型号

额定功率/kw

满载转速/(r/min)

选定电动机型

314302.22.3

号Y100L2-4电动机的主要安装尺寸和外形如下表：高

中心

外型尺×（AC/2+AD

底脚安装地脚螺轴伸装键位尺A栓孔直尺寸尺寸F××HD

×B

径K

D×

GD100

380×245

160×140

12

2860

8×3.算传动装的总传比i

并分配动比计传装置总

(1).总传动比i

为i

nn

w传比和配传比

(2).分配传动ii考虑润滑条件等因素，初定

i

16.（1传动比i

i4

iiII轴III轴卷iiII轴III轴卷筒轴T(2)分配传动比

i4.14.计算传动置的运动和力参数1).各轴的转速

ii4.1计算传装置运动动力数1的转速

I轴II轴III轴

rmin.5rrmin

n1430rnrminnr卷筒轴

r

nrw2的输入功率3的输入

2).各轴的输入功率I轴P2.812.67kwPP2.5622.51卷23）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为

Pkwkw2.56kw2.51kw卷转矩

910

.88I轴

T

.884II轴III轴

T7.15i2.825卷筒轴

2.76N卷

caddcaddmmd将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴名

功率P/kw转矩T/(N·mm)转速n/(r/min)传比i

效率I轴2.81

4

143040.95II轴2.67

4

357.54.10.96III轴2.56

5

87.210.98卷筒轴2.51

87.2设计带和

5.设计V和带轮带1).确

电动机输出功率P2.81每天工作16小时。

速

n1430rm

传动传动比，定计算功率

1).确定计算功率

ca

P3.37kwP

由《机械设计》表4.6查得工作情况系数

K

A

1.2，Pca

P3.37kwd2).选

2).选择V带类型

选用A型择带

根据，

，由《机械设计》图可知，选用A型带类型3).确定带轮

3).确定带轮的基准直径并验算带速(1).初选小带轮基准直径的基准直径并

由《机械计》4.4，选取小轮基准直H100，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。

，而

90验算带

(2).验算带速

速

v

n

6.74m

6.74m

i4add0i4add0因为

5m25m

，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径d360d根据《机械设计》表4.4，选取

，则传动比

i

dd

，

d选取d355mm4).确定带

nn1rmin从动轮转速4).确定V带的中心a和基准长度L

d

的中心距a基准长

(1).由式

0.7(d)ad)得dd0d3120890a0750度

L

d

(2).计算带所需的基准长度

dL

2

()d

()

mm

2240mm由《机械设计》表选取V带基准长Lmmd(3).计算实际中心a

7595).验算小带

LLa759mm2a0.03826maxammd

a

mm725mmmin轮上的

5).验算小带轮上的包角

包

角

d)21

6).计算带的根数

6).计算带的根数

(1)计算单根V带的额定功率

P

r

F1)F1)由

mm

和

n

1430rmin

，查《机械设计》表4.5得1.05根据n1430rmini3.9和A型带设计4.7得0查《机械设计》表4.8得K，查表4.2得K1.06，于是L

P1.52rPr0L(2)计算V带的根数Pzca2.74Pr

取3根。

z7).计算单根

7).计算单根V带的初拉力的最小值

()minV带

由《机械设计》表4.1得A型带的单位长度质量

qkg

，所以

F)

初拉力的最小

(F)min

500

(2.5)PcaK

qv

N值()

min

应使带的实际初拉力F8).计算压轴力

。8).计

压轴力的最小值为算压轴力

(F)min

F)min

sin

2

147N

(F)

147N9).带轮的结构设计齿轮设计

9).带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为，取带轮宽为35mm。6.齿轮的设计角β

精度大小齿轮材料均为45钢（调质）1)

选

8级精度。

24定齿轮类型、精度等

45为二为40HBS。

((级、材料、齿数并初

24角β

数z982选螺旋角

初步设计设则按2)初步设计

1t

3

uZZZZ1EH[dH

)

2齿轮主

要尺寸

t

T1

9.556P2

7.13表6.5，取

表6.3

MPaE图6.19，查得

zH取Zε=0.75～0.88，

z

（6-12

jL60357.58.24h

NN

Ni4.1

2.01

N图6。6，K

HN

K

HN

1.15图SHmin

H

600MPa

Hlim2

560MPa

]H

K

S

1.08MPaMPa

(n(n[]H2

K

HNlim

MPaMPa

](648/646MPaH

t

KTZZtu[

)

d44.1mmt

713004.12.44189.80.994.1646d：1

)mm

0.83sv

t601000

3.14

/s/表查得KA图1.03图

1.4

K1.001.031.21.30Add

t

1.30mm42.05mmtcosmz1

cos13

mm3)齿轮主要几何尺寸：

ma1

m(zn22cos

2(242cos13

mm125.77

a1

arccos

m()n2a1

arccos

98)126

14.48

22d1

m2n1coscos14.48

mm49.48

49.48202.06m98dnmmcoscos14.48bdmmmmdBmm2

mmmm24)校核F

KTYY

F第

Y

F

240MPa

Flim

图

FN1

0.90

2

S=1.4，应力数Y=2,有[]F1

1FS

[]

K

Flim2S

Y

MPa

1.30数KK1.03A

11z

z

26

z

z

107表6.4Y1表Y

Fa1.595YSa

F1

YYn

Fa1

96.7]F

F

YYmn

FaSa2

]F2由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面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）有关，可取由弯曲强度

zz算得的模数1.71并就近圆整为标准值出小齿轮齿数

m

，按接触强度算得的分度圆直径，算大齿轮齿数，取

z

d。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又滚

满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(5).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。

动承和动轴设计(一).轴的设计F2737.86NtF1027.32r707N7.滚动轴承传动轴的设(一).轴的设计

d

35.63minⅠ.输出轴上的功率P、转和转由上可知P，

nr，

T2.82

5

NⅡ.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径2

mz2cos

mm212.37mm而

Ft

T2

2737.86N

d

38mmFrt

cos

1027.32NⅢ.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表，C110于是

33

'

PC

，由于键槽的影响，故min

min

35.63输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径

。为了使所选的轴直径d

与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转TKT，查《机械设计》表，K1.5则：A

42mmKN按照计算转应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3弹性套柱销联轴ca

l

mm器，其公称转矩为。半联轴器的孔径d38，故取半联轴器长度L82，半联轴器与轴配合的毂孔长度L

选取轴承代号为7009AC的角接触球轴承dd

45mm45mml

Ⅵ

30

Ⅳ

48mmⅣ.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足半联轴器的轴向定位要求，ⅠⅡ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段

lⅣlⅤl

53mmmmmm的直径dⅡ

42左端用轴端圈定位。半联器与轴配合孔长度

l

Ⅲ

L，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L小~3mm，现l

58mm2).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，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根Ⅱ

，查手6-1选取轴承代号为的角接触球轴承，其尺寸d75mm，d

d

；而

l

30。3).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直d

齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度l

mm轮的右端采用轴肩定位高h0.07故hmm则轴环处的直d

56。轴环宽bh，lⅤ

mm。4).轴承端盖的总宽度(由减速器及轴承端盖的结构设计而)。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右端面间的距lmm，lⅡ

mm。5).取齿轮距箱体内壁的距离amm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距，mm，已知滚动轴承宽度Tmm，大齿轮轮毂长度mm，则l

a(5553)(1610122)mm40至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位齿轮半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接d

《机械设计课程设计手册》表查得平键截mmmm，键槽用键槽铣刀加工，长为5mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，6半联轴器与轴的连接，选用平键为mmmm，半联轴器与轴的配合为

。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考《机械设计》表11.4，取轴端倒角245。Ⅴ.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出的计算简图作简支梁轴的支撑跨距L44.6mm44.6mm89.2根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。3

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的MMH

V

M的值列于下表。载荷

水平面H

垂直面V支反力

F

F

1369N

F1

1330

NF弯矩

NH

M

V1

,

V2

总弯矩

MN1

，MN2扭

N

Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截即危险截面的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，算应力

，轴的计

M2)

11.98MPa前已选定轴的材料为45钢调质处理机械设计11.2查[

]因

]

，故安全。Ⅶ.精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面截面A，Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ显然更不必校核。截面Ⅳ为危险截

面，截面Ⅳ的左右两侧均需校核。(2).截面Ⅳ左侧抗弯截面系数

0.1d

3

3

3抗扭截面系数截面Ⅳ左侧的弯矩M为

Wd3mmT

M1截面Ⅳ上的扭T

44.644.6

T截面上的弯曲应力

b

M

3.9截面上的扭转切应力

T

15.47MPaWT正应为称循环，

m

，扭应力脉冲循，

m

15.47/27.74MPa

MPa

m

MPa

轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表11.2，MPa。

B

640MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系

机械设计表查取。因

r4845d

，可查得

1.92

又由《机械设计》图2.8并经插值可得轴的材料的敏性系数为qq0.85

故有效应力集中系数为k

1.75k

由《机械设计》查图2.9

0.75由附图3-3的扭转尺寸系

0.76轴按磨削加工，

B

640查图，轴未经表面强化处理，则综合系数为KK

11

1.75已知碳钢的特性系数

~，

0.05~0.1，

于是，计算安全系S值，则

K

29.14

K

11.13S

SS2

10.41.5故可知其安全。(3).截面Ⅳ右侧抗弯截面系数

d

3

0.1

3

3抗扭截面系数截面Ⅳ右侧的弯矩M为

Wd.4T

M1截面Ⅳ上的扭为

44.644.6

T截面上的弯曲应力

b

M3.2截面上的扭转切应力

T

12.75MPaWT正应为称循环，

m

，扭应力脉冲循，

m

12.75/MPa

MPa,

m

MPa过盈配合处的

，由《机械设计》附表取

0.8

，用插值法得

，

2.74，轴按磨削加工，故得综合系数为

B

640查图，K

1

K

1

所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为

K

24.5

StSt

K

SSS7.981.5故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。Ⅷ.绘制轴的工作图，如下：(二).齿轮轴的设计Ⅰ.输出轴上的功率P、转速和转T由上可知P2.67kw，

n357.5r

，

T7.154NⅡ.求作用在齿轮上的力因已知低速小齿轮的分度圆直径d1

mz2n1

mm51.55mm(二).齿轮轴

而

TF

2774N的设计

Frt

cos

716.4N

33Ⅲ.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表，取C=120，于是

PCⅡmmⅡ

，由于键槽的影响，故1.05d'24.6mmminmin输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径和尺寸，l。Ⅳ.齿轮轴的结构设计

，取

25mm，根据带轮结构(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).了满足带轮的轴向定位要求，Ⅰ-段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径Ⅱ

30；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，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根Ⅱ

，查手册6-1选取轴承代号为的角接触球轴承，其尺寸为D35mm62mm故

；而l

。3).由小齿轮尺寸可知齿轮处轴Ⅴ-Ⅵ的直径d

53.55mm，l

。轴肩高度h0.07d，故取h，则环处的径

42mm。轴环宽hl

l

mm。4).轴承端盖的总宽度mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而)。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右端面间的距lmm，lⅡ

45mm

5).取齿轮距箱体内壁的距mm考虑到箱体的铸造误差在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距s

，取smm，已知滚动轴承宽T，，则l

a

126mm26mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。

由《机械设计课程设计手册》表4-1查得平键截面mm，槽用键槽铣刀加工，长为mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考《机械设计》表11.4，取轴端圆245。(三).滚动轴承的校核(三).滚动轴承的校核

轴承的预计寿命L36546720Ⅰ.计算输出轴承(1).已知87.2rmin，两轴承的径向反力12

由选定的角接触球轴承7009AC，轴承内部的轴向力SrS2

0.63323.3NR(2).由输出轴的计算可知F因为323.37071030.3NF，故轴承Ⅱ被“压紧”，轴承Ⅰ被“放Sa松”，得：N707N1030.3F323.3Na1S1(3).FA1

F0.63，F1A

F2

2.01，查手册可e0.68由于F1

F故XY1

F

F2

,故0.41,2(4).计算当量载荷P、P1

2由《机械设计》表，取，则f(XF)Np1r1f(XFF)829.5prA(5).轴承寿命计算由于PP，P829.5查表8.8取，角接触球轴承，1t查手册得7009AC型角接触球轴承，则r

L

f(t)60n

5750416'键联设计箱体结的设

故满足预期寿命。8.键联接设Ⅰ.带轮与输入轴间键的选择轴，轮毂长度L35，查手册，选A型平键，其尺寸为bhL281095-2003)Ⅱ.输出轴与齿轮间键的选择轴，轮毂长度mm查手册，选A型平键，其尺寸为bmm，mm，L45(GB/T1095-2003)Ⅲ.输出轴与联轴器间键的选择轴mm，轮毂长度L50mm查手册，选A型平键，其尺寸为bmm，，Lmm(GB/T9.体结构的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轮佳合质量，H7大端盖分机体采用配合61.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

2.

考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于故采用浸油润油，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6.3

3.

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.A

对附件设计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，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用紧固B

油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C

油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体减速器机体结构尺寸如下：名称

符号

计算公式

结果箱座壁厚

10箱盖壁厚

1

1

8

箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度

b1

b1

1

1215箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目

d

2f

b2.52d0.03612f查手册

25M164轴承旁联接螺栓直径

1

d0.75d

f

M12机盖与机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径

dd

24

d=（0.5~0.6d2=（0.4~0.5