机械设计带式输送机

机械设计带式输送机

带式输送机传动装置设计

院系：机械工程学院

专业：机械设计制造及其自动化

班级：机电BG111________

组长：高全锋____________

组员：李博、李雪、魏斌

指导教师：韩颖一

完成日期：2014年6月20日

目录

一、设计任务书...............................................................2

二、传动方案的确定（如下图）................................................2

三、确定电动机的型号.........................................................4

四、确定传动装置的总传动比及各级分配........................................5

五、传动零件的设计计算.......................................................7

1.普通V带传动的设计计算..............................................7

2.齿轮传动设计计算.....................................................10

3按齿根弯曲疲劳强度设计...............................................13

4几何尺寸计算..........................................................16

5强度校核...............................................................16

6要紧设计结论..........................................................17

六、减速器铸造箱体为要紧结构尺寸设计.......................................19

七、轴的设计................................................................20

八、轴承的选择..............................................................31

九、键联接的选择............................................................31

十、联轴器得选择与计算......................................................32

十一、减速器的润滑方式，牌号及密封件.......................................32

十二、课程设计小结..........................................................33

十三、参考文献..............................................................35

一、设计任务书

设计题目：设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器，传动转置如图所示,

电动机驱动带传动经单级直齿圆柱齿轮减速器，驱动滚筒回转。已知传动滚筒

直径为D=450mm,滚筒的输送拉力F=5.5KN,输送带工作速度V=l.4m/s（同意输

送带速度误差为±5%）。滚筒效率77=0.96（包含滚筒与轴承德效率缺失）。

工作条件:两班制，连续单向运转，载荷较平稳；

使用折旧期：8年；

工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35C；

电力：三相交流，电压380/220V；

检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；

制造条件及生产批量：通常机械厂制造，小批量生产。

二、传动方案的确定（如下图）

使用普通V带传动加一级直齿圆柱齿轮传动

2.原始数据

带拉力：F=5500N

带速度：v=l.4m/s

滚筒直径：D二450nmi

滚筒效率n=o.96o

同意输送带速度误差为±5%,

要求齿轮使用寿命为8年，二班工作制；轴承使用寿命4年。

设计说明书

设计及说明结果

三、确定电动机的型号

1.选择电动机类型：

选用Y系列三相异步电动机。

2.选择电动机功率

运输机主轴上所需要的功率

Fv5500x1.4…山

=----=---------=7.7%W匕=1JKW

10001000

传动装置的总效率：‘7=7%创4%

其中，查《课程设计》表2-3,

V带传动的效率”,7=0.96

深沟球轴承的效率％,=0.98

圆柱齿轮的效率(精度等级7)%,%=。-97

弹性联轴器的效率",=°"

工作机效率如，"w=0.96

因此.7]=0.96x0.983x0.97x0.99x0.96=().833

P,=生=工-=9.28府

电动机所需功率：？°-8337；=0.833

查《课程设计》156页的表12-1,取电动机的额定功率为UkW。P1=9.28KW

3.选择电动机的转速

工作机的转速：

vx60xl0001.4x60xl000.

*，==59J8r/mn

兀D3.14x450nw=59.78/7min

根据《课程设计》第16页表2-3,

V带传动比范围4=2〜4,

单级圆柱齿轮传动比i2=3〜5,

电动机转速范围:

\i2=59.78x(2~4)x(3~5)=358.68~1195.6r/min选择电

动机同步转速为750r/mino

查表19-1,取Y系列三相异步电动机的型号为Y132S-4。

电动机额定功率同步转速满载转速额定转矩功率因数

型号(kW)(r/min)nm(r/min)

Y180L-8117507301.70.77

查表19-2,得电动机得安装及有关尺寸。

中心高外形尺寸底脚安装地脚螺栓轴伸尺键公称

HLX(1AC+AD)KHD尺寸孔直径寸尺寸

AxBKDxEFxh

132475X(270+210)216X1781238X8010X8

X315

四、确定传动装置的总传动比及各级分配

.=7^=250=1229

传动装置得总传动比：〃“-59・78

z=12.29

取单级圆柱齿轮减速器传动比：’2=3.7

i=3.7

V带传动比:2

z,=3.3

1.计算各轴的输入功率

P=9.2SkW

电动机轴tl

P}=S.9\kW

6=”岛=0.96x9.28=8.9UW

轴I（高速轴）

P2=S.3kW

P=小小＜=0.98x0.97x8.91=S.3kW

轴n（低速轴）2

匕=7.89AW

卷筒匕=%〃4优=0.99x0.98x8.3=7.89A:IV

2.计算各轴的转速

nm=730r/min

电动机轴〃卅=730/7min

5rLZ^2.221,2r/min

===/?1=221.2r/nin

轴IZ'3.3

221.2.

/?,=-=--------=59.78r/min%=59.78r/nin

轴II%3.7

卷筒nw=%=59.78r/min

nw=59.78/7min

3.计算各轴的转矩

T=\2\.4Nm

po?«d

电动机轴Td=9550=9550«121AN-m

n

,n730

；〃

P«QI7=384.68N-z

轴IT.=9550-^=9550x-^-=384.68N・〃z

1勺221.2

PQaT2=1325.95N

轴HT、=9550=9550=1325.95N•/〃

・n259.78

T=1260.45N-m

p7gow

卷筒T=9550x*=9550x—=1260.45N•m

'nw59.78

4.上述数据制表如下：

^参数输入功率转速输入转矩

轴名、

（kW）(r/min)（N，m）

电动机轴9.28730121.4

轴I8.91221.2384.68

（高速轴）

轴11

8.359.781325.95

（低速釉）

卷筒

7.8959.781260.45

五、传动零件的设计计算

I.普通V带传动的设计计算

①确定计算功率?

Pc=KAPF=1.2x9.28=11.136

K八，根据《机械设计》表8-8,K八=1.2

②选择V带型号

根据匕、n向8-II选用B型

ddx=160mm

③确定带轮的基准直径〃，的2

d=528mm

根据《机械设计》表8-7与表8-9,取小带轮的基准直径为小带轮直径d2

〃二160mm,大带轮的直径%=%=33x160=528mw

④验证带速

血gm_3.14x160x73°

=6.1\m!sv=6.1bn/s

60x100()-60x10()0

在5m/s〜30m/s之间。故带的速度合适。

⑤确定V带的基准长度与传动中心距〃。

初选传动中心距范围为：5®+%）242（4“+%）,

初定旬=600mm

g|j344-1376,初定"o=6OOmm

V带的基准长度：

"j。V⑶+乙)+"泮

Lo=2410〃〃〃

=2x600+-x688+368=2410mm

24x600

根据《机械设计》表8-2,选取带的基准直径长度。4=2410〃〃〃

实际中心距：

a~600mm

。=即+———=60(加加

°2

⑥验算主动轮的包角

«二180。—@^4x57.3。=141.8°>120°

a

故包角合适。

⑦计算V带的根数Z

-优+记)&般

由4=730r/min,d(n=160mm,

根据《机械设计》表8-4、8-5,查得：P()=2A59kW

M)=0.23kW

根据《机械设计》表8-6,监=0.89

根据《机械设计》表8-2,七=1.02

11.136

=5.13取z=6根。

(2.159+0.23)x0.89x1.02

⑧计算V带的合适初拉力入

「500?(2.51I2

入=-------1+以

2VIK”)

根据《机械设计》表8-3,q=0.170kg/m,

2之282..57N

6x6.11x0.89

⑨计算作用在轴上的载荷尼=282.57N

（工14.120

2=2z/^sin^=2x6x282.57xsin^—=3204.17.V

⑩带轮的结构设计Q=3204.17N

（根据《机械设计基础课程设计》表5-1）（单位：面）

小带轮大带轮

尺寸

槽型BB

基准宽度1111

基准线上槽深也僦2.752.75

基准线下槽深为*8.78.7

槽间距e15±0.315±0.3

槽边距人访99

轮缘厚£加66

外径4d〃=4n+2%=96乙=〃+24=348

内径43030

带轮宽度24=27+4e=78=2/+4^=78

带轮结构实心式腹板式

V带轮使用铸铁HT200制造，其同意的最大圆周速度为25m/s.

直径较小的小带轮使用实心式（图a）；中等直径的大带轮使用腹板式（图

b）；

b）腹板式

2,齿轮传动设计计算

已知条件：直齿圆柱齿轮，小齿轮转速221.2r/min,输入功率8.91kw,

，=3.7,由电机驱动，工作寿命8年，二班制。

1选择材料及确定需用应力

1）选取压力角

按图所示的传动方案，选直齿圆柱齿轮，压力角取为20。

2）选取精度等级

带式输送机为通常工作机器，参考机械设计课本表10-6,选用7级精度。

3）材料的选择

查表10—1,选择小齿轮材料为40Gr（调质），齿面硬度

280HBs，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。

4）齿数选择选4=24

选小齿轮齿数4=24,大齿轮齿数Z2=z&=3.7x24=88.8,®z2=89oz?=89

2按齿面接触疲劳强度设计

（1）确定dlr

由式（10—1）试计算小齿轮分度圆直径，即

dJ2K./（〃+1）X（Z，Xz,XZJ

，r~\%x〃x［为『

确定公式中的各参数值

①试选"=L3

T9550x8.91

/.=--------------=38468ON•/〃

②।221.2

③查表10-7选取齿宽系数的二1

④由图10-20查得区域系数Z，=2.5

⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数2占=189.8MP/2

⑥计算接触疲劳强度重合度系数Zg

a#=arccos匕cosa/（Z］+2〃；）］

a.=29.841。

=arccosf4xcos20°/（24+2xl）］

=29,841°

a=arccos[zcosa/(z

a222二心二23.214。

=arccosg9xcos20/(89+2xl)]

=23.214°

%=[24x(tan29.841°-tan20°)

+89x(tan23.214°-tan20°)]/2)

「1.72

=1.72

Zf=0.872

⑦计算接触疲劳许用应力6〃］

由图10-25d查得小齿轮与大齿轮的接触疲劳极限分别为

=须知与、o-//lim2=550M2

由式（10—15）计算应力循环次数：

M=60叽=5.096x10s

=60x221.2x1x(18x300x8)

=5.096xl08

a...5.096xl08「％M=1.374x1()8

N、=N、/u=----------------=1.374x1i0n8

-89/24

由图10-23查取接触疲劳寿命系数%=0・93、七刈=0.96

取失效概率为1%、安全系数S=l,由式(10—14)计算

r10.93X600

L=——1-------=--------j-------=558MPa

匕=558MPa

r,K〃N2bHiim20.96X550._

UJ=——7-------=--------j-------=528oMPa

J1[crj=528MPa

取与UHL中较小的作为齿轮副的接触疲劳许用应力,

[aH]=\(yH]2=528MPa°

试计算小齿轮分度圆直径

d、j2K”/X7>(〃+l)x(Z"XZEXZ」)2

"V%X"X[b〃]2

_」2x1.3x384680x[(89/24)+1]x(2.5x189.8x0.872)2-

-V(89/24)x528:

=92.06〃"〃

(2)调整小齿轮分度圆直径du=92.06〃〃〃

1)计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度u

叫X%3.14x92.06x221.2

v=1.066/??/5

60x100060x1000

=1.066〃z/s。

②齿宽〃

b—92.06〃〃〃

b=Mx4r=1x92.06=92.06〃〃〃

2)计算实际载荷系数K”

①由表10-2查的使用系数a=1

②根据U=L°66〃，/S,7级精度，由图10-8查得动载系数

Kv=1.02

③齿轮的圆周力U

2T

打=」

=2x384680/92.06=8357.2NF=83572N

4,ly

「耳1/b=1x8357.2/92.06

=90.78N/mm<l00N/mmK£/b=

90.78N/mm

查表10-3得齿间载荷分配系数"=L2

④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，

K_1Q1A

得齿向载荷分布系数加一.O由此，得到实际载荷系数

KH=KA*KVxxKHa

=1x1.02x1.2x1.310

=1.603K〃=1.603

3)按实际载荷系数算的分度园直径

&=4,3叵=92.06x3/1^=98.72mm4=98.72〃〃〃

V1.3及相应的齿

轮模数

加=%="4.11m=4.11nun

z24mm

3按齿根弯曲疲劳强度设计

(1)由式(10-7)计算模数,即

加>j2K»x7>Nx(y"%)

'-V力xz；x［分］

确定公式中的各参数数值

初选KFI=13

由式(10-5)计算弯曲疲劳强度重合度系数

075075

r=0.25+—=0.25+—=0.686

“1.72

Yo=0.686

计算应］

由图10-17查得齿形系数％।=2.65、YFa2=2,23

由图10T8查得应力修正系数％Li%、匕2=L76

由图10-24C查得大齿轮与小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

分询=500MPa、o-Flim2=380MPa

由图10-22杳得弯曲疲劳寿命系数"FM=0.91,取弯曲疲

劳安全系数S=L4由式（10—14）得

i热。.

r

U=—「

J

K——O.87X5OO=3]O,71M也

二

5

lb"=

(丫2分1出】20.91x380_..310.71MPa

[cr],=-----------=----------=247MPan

r-S1.4

=26*158=00135fbj=

[crr],310.71247MPa

"=2.23x1.76=0059

。尸12247

匕X=0.0159

由于大齿轮的"一大于小齿轮的，因此取

1）试算模数

2KQ7>，X(%X%)

必/XZ]x[aF]

J2x1.3x384680x0.686x0.0159

m=

Vlx242t

2.666/z?/?/

=2.666mm

2)①计算圆周速度u

4xZ]=2.666x24=63.984，〃/〃

v=

7idn

v=xx=0.741%0.741m/s

60x1000

②齿宽b

b=@x4=63.984nun

/?=63.984mm

③宽高比b/h

h=(2%;+c)xmt=5.9985机

40.16

b!h==10.67h=5.9985mm

3.76

3)计算实际载荷系数0

根据以上数据查表得

由下式

二2x384680/63.984

44

=1.202xl0?7Ftx=1.202xlO

AT.xF./Z=1x1.202xlO4/63.984

/III?mm

=187.93AT/m>100N/m

计算结果，查表得

K砂=1.314

%=1.28

则右="心”1.422

对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数"2大于齿根弯曲疲

劳强度计算的模数，由于齿轮模数的加大小要紧取决于弯曲疲劳强度所

决定的承载能力，可取由弯曲疲劳强度算得的模数Z747〃〃〃，并就近圆整

m=3mm

为标准〃?=3加〃，按接触疲劳强度算的分度圆直径"尸98.72〃〃〃，算出小

齿轮齿数4=4im=98.72/3=32.9,

Z1=33

取Z[=33、z2=wxz1=3.7x33=122.z2=123

z2=123

4几何尺寸计算

4=99，〃/〃

(1)计算分度圆直径

d2=369/77/77

di=Z)xm=33x3=%run

d2=z2xm=123x3=369/m?

(2)计算中心距a=234/"〃？

a=(d}+J2)/2=(99+369)/2=234〃”〃

(3)计算齿轮宽度

b=%xd、=1x99=99"〃〃

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽〃与节约材料，通常

b=107〃〃〃

将小齿轮略微加宽(5T0mm),即小齿轮宽度为104mm—109mm,我们取}

氏=107mm,大齿轮4b2=99nun

5强度校核

(1)齿面接触疲劳强度校核

先计算式(10—10)中的各参数

KH=1.603

由以上计算及查表得工=384680N•〃加

①〃二1

4=99mm

i2=3.7

Z//=2.36

ZE=\898dMpaz£=0.872

12K也X«2+l)777

b"=J-------------xZHZEZe

VMu

=/2XL603X384680X(3.7T1)、如6X189.8X0,872

(y=496.31MPa

V1X993X3.7H

=496.31MP67<[CT//]

齿面接触疲劳强度满足要求。

(2)齿面弯曲疲劳强度校核

°F=―—「一《[。]

z,

由以上计算及查表得心“551心=2.537>384680N•〃加？

Q=L63、1^2=2.17、%=L82、、m=3z[=33、%=0.686

Od=l

2KMy叩以匕%I二

0_/~~

(pdnrz~114.81MPa

2xl.551x384680x2.53xl.63x0.686

-1X33X332

=114.8IMP”[07J

o「=2KM21勺2匕。2=

z；109.95MPa

2x1,551x384680x2.17x1,82x0.686

1X33X332

=109.95MP«<[CTF]2

6要紧设计结论

齿数4=33、z?=123,模数桃=3,压力角a=20°,中心距a=234m5，

齿宽々=107族〃，a=99〃3。小齿轮选用400（调质），大齿轮选用钢

45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

齿轮传动的几何尺寸，制表如下：（全面见零件图）

名称代计算公式结果

号小齿轮大齿轮

中心距aa=(&+%)/2234

传动比i3.7

齿顶高%ha=mn2mm

h

齿根局fhf=\.25mn2.5mm

全齿高hh=ha4-hf4.5mm

齿数z33123

分度圆直径dd=niz99mm369mm

齿顶圆直径da=(z+2h^)m105mm375mm

91.5361.5

齿根圆直径dfdf=(z-2h：-2c*)m

mmnun

齿轮宽bb=*-d\107mm99mm

（4）齿轮结构设计

齿顶圆直径与轴径接近，把小齿轮做成齿轮轴。

齿顶圆直径daW500mm,用锻造齿轮。

小齿轮使用齿轮轴结构，大齿轮使用腹板式结构。大齿轮尺寸:

代号计算公式结果

1.6d,104

(0.25〜0.35)0-Q)

D240

(0,+。3)/2178

da(z+2h：)xm271

df(z-2〃：-2c*)xm262

D。251

c0.2〜0.3b16

六、减速器铸造箱体的要紧结构尺寸设计

根据《机械设计课程设计》17页43T经验公式，列出下表:

名称代号尺寸计算结果（mm）

底座壁厚0.025a+1^7.512

箱盖壁厚6(0.8〜0.85)32814

底座上部凸缘厚度ho(1.5-1.75)620

箱盖凸缘厚度hi(1.5-1.75)心20

底座下部凸缘厚度h2(2.25-2.75)330

底座加强肋厚度C(0.8-1)612

底盖加强肋厚度ei(0.8-0.85)用10

地脚螺栓直径d10

地脚螺栓数目n6

轴承座联接螺栓直径d20.75d12

箱座与箱盖联接螺栓宜径d3(0.5〜0.6)d10

轴承盖固定螺钉直径d4(0.4〜0.5)d10（大）、8（小）

视孔盖固定螺钉直径d5(0.3~0.4)d6

轴承盖螺钉分布圆直径DiD+2.5d4{100{120

L120、160

轴承座凸缘端面直径D2Di+2.5d4

螺栓孔凸缘的配置尺寸CI\C2\DO表3-2Ci=22,C2=20,

Do=3O

地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸C'I'C'2\D'O表3-3c'i=28,C2=24,

Do=45

箱体内壁与齿轮距离△21.2512

箱体内壁与齿轮端面距离△12b12

底座深度H0.5da+(30~50)230

外箱壁至轴承座端面距离11CI+C2+(5-10)37

七、轴的设计

1.高速轴的设计

（1）选择轴的材料：

选取45号钢，调质，HBS=250,根据《机械设计》表107。

（2）初步估算轴的最小直径

根据《机械设计》表15-3,取&",

d>A>3—=112x3i'^Lx37.39〃〃〃d=38.39〃〃〃

H/?,V221.2

(3)轴的结构设计

由于与V带联接处有一键糟，因此直径应增大5%,考虑带轮的机构

要求与轴的刚度，取装带轮处轴径4通二40〃〃〃，根据密封件的尺寸，选

取装轴承处的轴径为〃

两轴承支点间的距离：

L=+2A,+2A,+8+]

式中：用，小齿轮齿宽，Bi=1。7

工,箱体内壁与小齿轮端面的间隙，4=15〃〃〃

4,箱体内壁与轴承端面的距离，△2=U〃W?

B,轴承宽度，选取6010深沟球轴承，B=16mm

L,=211iwn

1,轴肩的宽度，klOnun

L,=107+30+22+32+20=211〃〃〃

透盖上的轴段长

通过查《机械设计基础课程设计》确定端盖的厚度30nmi，考虑透盖的

拆卸及扳手的宽度，取轴段长为64mm

带轮上轴段长

通过计算带轮的宽度，确定该段轴段长为140mm

轴承上轴段长

根据轴承尺寸，确定为32mm

(4)按弯扭合成应力校核轴的强度

①轴的计算简图

由n

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（2）轴上的载荷

载荷水平面H垂直面V

支反力FFW1=3886NFM，I"4N

FNHZ=3886NFW2=-14147V

弯矩MMV]=123725N•nun

MH=340025N•mmMV2=-123725N-mm

总弯矩M]=M2=361835N•mm

扭矩TT}=384680Ne

（3）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与扭矩的截面（即危险

截面C）的强度。根据式及上表中的数据，与轴单向旋转，扭转切应力为

静应力，取。=0.3,轴的计算应力

]”2*叫)2二361835?+(0.6x384680)2

MPa=5.6MPaa=5.6MPa

0.1x91.5'c(l

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得

["=60M&。因此/“＜口"，故安全。

（4）精确校核轴的疲劳强度

（1）推断危险轴面

截面A、II、山、B只受扭矩作用，尽管键槽、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钮转强

度较为宽裕确定的，因此截面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与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

应力集中的影响与微面N的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径比

较大，故不必做强度校核。截面C尽管应力最大，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不必校核。截面VI与VII显然更不必校核。由《机械设计》第三章附

录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面

N左右两侧即可。

⑵截面IV左侧

W=1250W〃〃3

抗弯截面系数W=°.1"'=0.1x50'mm?=12500mm3

WT=25000〃加73

抗扭截面系数=0.2x50'nvn3=250