带式运输机传动装置的设计.docx
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带式运输机传动装置的设计
题目：
年级：
学号：
姓名：
指导教师：
日期：
一课程设计任务书--------------------------------2
二设计要求----------------------------------------2
三设计步骤
1.电动机的选择--------------------------------3
2.确定传动装置的总传动比和分配传动比-----------4
3.计算传动装置的运动和动力参数------------------4
4.设计V带和带轮------------------------------5
5.齿轮的设计----------------------------------7
6.传动轴的设计---------------------------------9
7.滚动轴承--------------------------------------15
8.键联接设计------------------------------------16
9.箱体结构的设计-------------------------------17
10.润滑密封设计--------------------------------18
11.联轴器设计-----------------------------------19
四设计小结---------------------------------------19
五参考资料---------------------------------------19
六课程设计指导教师评审标准及成绩评定-------21
七附件--------------------------------------------21
一，课程设计任务书（4号字）
1,课程设计题目：
带式运输机传动装置。
传动装置简图如右图所示。
（电动机的位置自行确定）
（1）带式运输机数据
运输带工作拉力F=1500N
运输带工作速度v=1.5m/s
运输带滚筒直径D=250mm
（附：
运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率η=0.97）
（2）工作条件
用于锅炉房运煤，两班制工作，每班工作
八小时，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳。
（3）使用期限
工作期限为十年，每年工作300天；检修
期间隔为三年。
（4）生产批量及加工条件
小批量生产，无铸造设备。
二设计要求
1）减速器装配图一张；
2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3）设计说明书一份。
三，设计步骤
1、电动机选择
（1），选择电动机型号；
电动机类型和结构的选择：
因其是锅炉房运煤用，其电源为三相交流电源，因而选择Y系列三相异步电动机，其结构简单，工作可靠，维护方便，且能满足要求。
计算电动机所需要的功率P1：
查机械手册可得
带传动效率：
η1
=0.96
每对轴承传递效率：
η2=0.99
圆柱齿轮的传动效率：
η3=
0.96
联轴器的转动效率:
η4=0.993
运输带绕过滚筒的损失通过效率：
η5=0.97
因此从图
（1）中的带5传至电动机之间的总机械效率：
η总=η5×η5×η3
η4×η1×η2×η2×η2=0.793
带式运输机在带上的功率P2=F×V=1500×1.5/1000
0.97=2.32KW
则电动机上输出的功率为：
P=P2/η总=2.93KW
（2），确定电动机的转速：
查表选择合理的V带的传动比:
i1=2.1
一级圆柱齿轮减速器的齿轮其传动比:
i2=4.1～20
因卷筒的转速
=114.6r/min
由其传动比可计算出电动机的转速范围：
n2=i1×i2×n1=421～2109r/min
查表有如下电动机的额定转速：
750、1000、1500r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1000r/min。
（3），确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：
额定功率：
3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。
质量63kg。
2、确定传动装置的总传动比和分配传动比
1、总传动比：
总传动比i=
=960/114.6=8.38
----满载转速960r/min
----工作中卷筒的转速114.6r/min
2、分配传动装置各级传动比
i总=i齿轮×I带
由分配原则对V带传动比取为i带=3，
i齿轮=i总/i带=8.38/3=2.79
3、计算传动装置的运动和动力参数
（1）、计算各轴转速（r/min）
n1=n电机=960r/min
n2=n3=n1/i带=960/3=313（r/min）
n4=n5=114.6（r/min）
（2）、计算各轴的功率（KW）
由图上得：
电动机轴的功率P=2.93KW
带轮和齿轮同轴的轴1的功率P1=P×η2×η1
=2.93×0.96×0.99=2.78KW
轴2的功率P2=P1×η2×η3
=2.64KW
卷筒的轴的功率P3=FV=2.25KW
（3）、计算各轴扭矩（N•mm）
电动机轴的转矩：
T=9550×
P/n1=29.15N•mm
带轮和齿轮同轴的轴1的转矩：
T1=9550×P1/n2=84.82N•mm
大齿轮轴2的转矩：
T2=9550×
P2/n4=9550×
2.64/114.6=220N•mm
卷筒轴的转矩：
T3=9550×
P3/n4=9550×
2.25/114.6=187.5N•mm
4.设计V带和带轮
1、皮带轮传动的设计计算
（1）确定带传动的主要参数。
选择普通V带截型，确定带传动的计算功率Pa
Pa=KaP
P----带传递的功率
Ka----皮带工作情况系数-
由课本查表8—7得出对应的Ka=1.1
Pa=KaP=1.1×2.93=3.223KW
2、选择V带的带型
（1）根据计算功率和小带轮转速，从课本图8—11选取普通V带的带型，
Pa=KaP=1.1×2.93=3.233KWn1=n电机=960r/min
因此选择带型为A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本8--11得，推荐的小带轮基准直径为80～100mm，取d1=100mm。
验算带速V1=πd1×n1/60×1000=π×100×960/60×1000=4.92m/s
带速不宜过高或者过低，稍微小于5~25m/s范围内，带速合适。
（3）计算大带轮的基准直径d2
由d2=i1×d1=100×3=300mm
由课本表8—8,加以适当圆整，最终取d2=280mm
3、确定带长和中心矩
（1）初选中心距a：
a1=1.5（d1+d2）=1.2（100+280）=456
取a1=460mm
（2）计算相应的带长L1
由L0=2a1+π（d1+d2）/2+（d2-d1）^2/4a1
L0=2×460
3.14×（100+280）/2+（280-100）×（280-100）/
4×460=1521mm
查表8—2取L1=1600mm
（3）确定中心距a
a≈a1+L1-L0/2=460+（1600-1521）/2
=499.5mm
（4）验算小带轮包角
α1=180-（d2-d1）×57.30/a
=180-（280-100）×57.30/499.5=152>120（适用）
4、确定带的根数Z：
Z=Pa/Pr=Pa（P0+
）KaKb
P0:
单V带处于临界打滑状态时所能传递的功率查表8—4aP0=0.95KW
当使传动比不等于一时，单跟V带额定功率的增加量查表8—4b
=0.11KW
Ka:
当包角不等于180°时的修正系数，查表8—5
Ka=0.95KW
Kb:
当带长不等于实验的特点长度时的修正系数，查表8—2
Kb=1.01KW
Pr=（P0+□P0）KaKb=1.01KW
因此Z=Pa/Pr=3.233/1.01=3.2,于是取Z=3根
5、确定带的初拉力F0
F0=[500
/（ZV）]×（2.5/Kα-1）+qV2=（500×3.233/3×5.024）×（2.5/0.96-1）+0.07×
=173.8（7）计算轴上压力Fp
Fp=2ZF0sinα/2=2×3×173.8sin81.1°/2=515.122N
5．齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选为8级。
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
确定有关参数如下：
取齿轮的传动比i2=6
取小齿轮齿数Z1=21。
则大齿轮齿数：
Z2=i2×Z1=6×21=126
实际传动比I0=120/21=5.71
传动比误差：
i2-i0/i2=（6-5.71）/6=0.4%<2.5%可用
齿数比：
u=i0=5.71
由课本查齿宽系数取ψd=0.9
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d3≥
确定各参数值
载荷系数查机械手册取K=1.5
小齿轮名义转矩：
T1=9550
P1/n2=84.82N•mm
材料弹性影响系数ZE：
由机械手册查得ZE=188Mp
区域系数：
ZH=2.5
重合度系数：
εt=1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×（1/20+1/120）=1.69
Zε=
许用应力：
查手册，按一般可靠要求取SH=1
则
取两式计算中的较小值，即［σH］=620Mpa
于是d3≥
=
=66.7mm
（4）确定模数:
m≥d3/Z1=66.7/21=3.18
取标准模数值m=3
（5）大小齿轮几何尺寸计算
=m·Z1=3×21=63mm
=m·Z2=3×120=360mm
两齿轮的中心距：
a=m
（Z1+Z2）/2=3×（21+120）/2=211.5mm
取小齿轮宽度b1=65mm，大齿轮齿宽b2=60mm取Z1=21，则Z2=126（6）齿轮其他尺寸计算
分度圆直径d1=mZ1=3×21=63mm
d2=mZ2=3×126=378mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha=63+2×3=69mm
da2=d2+2ha=378+2×3=384mm
齿根圆直径df1=d1-2hf=63-2×1.25=60.25mm
df2=d2-2hf=378-2×1.25=375.25mm
中心距a=m（Z1+Z2）/2=220.5mm
齿宽b1=65mmb2=60mm
（6）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度v=π·d3·n3/（60×1000）
=3.14×60×313/（60×1000）=0.98m/s
对机械手册可知选择8级精度合适
6、传动轴的设计
1，小齿轮轴的计算参数
（1）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为P1=2.78KW,转速为n3=313r/min
（3）确定轴各段直径和长度
1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5%，取D1=Φ30mm，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=60mm
2右起第二段直径取D2=Φ38mm 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
3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=Φ40mm，长度为L3=20mm
4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=Φ48mm，长度取L4=10mm
5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm，长度为L5=65mm
6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=Φ48mm长度取L6= 10mm
7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm
（2）求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：
d4=63mm
作用在齿轮上的转矩为：
T1=0.66×105N·mm
求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2×0.66×105/360=366.67N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=366.67×tan200=135.65N
Ft，Fr的方向如下图所示
（3）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：
RA=RB=Ft/2=183.33N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr×50/100=67.4N
（4）画弯矩图
左起第五段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=RA×50=9166.5N.m
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×50=3370N.m
弯矩图如图
（一）
（5）判断危险截面并验算强度
左起第五段剖面C处弯矩最大，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=112.77N.m,查手册有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·D53）
=112.77×1000/（0.1×603）=5.22N.m<［σ-1］
左起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·D13）
=54×1000/（0.1×303）=2013.11Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
2，大齿轮轴的计算参数
同小齿轮轴一样，有：
按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217~255HBS轴的输入功率为P1=2.78KW,转速为n3=313r/min（3）确定轴各段直径和长度
1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Φ45mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,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
3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6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36
4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%，大齿轮的分度圆直径
为270mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm
5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=Φ66mm ,长度取
L5=10mm
6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=21mm
（2）求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：
d4=360mm
作用在齿轮上的转矩为：
T1=4.01×105N·mm
求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2×4.01×105/360=2227.8N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=2227.8×tan200=810.8N
Ft，Fr的方向如下图所示
（3）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：
RA=RB=Ft/2=1113.9N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr×50/100=405.4N
（4）画弯矩图
右起第五段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=RA×50=5565O.6N.m
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×50=20270N.m
弯矩图如图
（二）
（5）判断危险截面并验算强度
右起第五段剖面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=112.77N.m,查手册有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·D53）
=112.77×1000/（0.1×443）=3.92N/m<［
］
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：
σe=MD/W=MD/（
）
=54×1000/（0.1×303）=2013.11pa
［
］
所以确定的尺寸是安全的。
7、滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh=16×300×10=48000小时
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Fp径向力作用，所以P=Fp=1132.8
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
C=
*p/f
=1.2*1132.8*（60*313*48000/
=7912.9N
（3）选择轴承型号
查机械手册，选择6208轴承Cr=29.5KN
由计算轴承寿命公式有
Lh=25247653>48000
因此预期寿命足够，此轴承合格。
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=1044.8N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
（3）选择轴承型号
查机械手册，选择6211轴承Cr=43.2KN
由计算轴承寿命公式有
因此预期寿命足够，此轴承合格。
8、键联接设计
1．输入轴与大皮带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=30mm,D1=60mm
查手册得：
A键8×7GB1096-79L=L1-b=60-8=52mm
T=92.85N·mh=7mm
σp=4·T/（d·h·L）
=4×66.15×1000/（30×7×52）
=24.23Mpa<[σR]（110Mpa）
2、输出轴与联轴器联接采用平键联接
轴径D1=30mmL1=60mmT2=401,49N·m
选A型平键GB1096-79
L=L1-b=60-12=48mmh=8mm
σp=4·T2/（D1·h·L）
=4×401.49×1000/（30×8×48）
=104,72Mpa<[σp]（110Mpa）
9、箱体结构设计
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
（3）透视口用来检查油面高度，以保证有正常的油量。
（4）减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。
为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。
如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（8）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
10
机盖凸缘厚度
b1
8
机座底凸缘厚度
b2
20
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承端盖螺钉直径
d3
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
8
定位销直径
d
8
轴承旁凸台半径
R1
24,16
外机壁至轴承座端面距离
L1，L2
14，18
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
12
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1,m2
7,7
轴承端盖外径
D2
80
轴承端盖凸缘厚度
t
0
10、密封和润滑的设计
1.密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。
毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。
毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。
轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
（1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v<12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。
同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。
对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
（2）对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。
这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
11、联轴器的设计
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
（2）载荷计算
计算转矩Tc=Ka×Ta=0.9×401.49=361.34Nm，
其中KA为工况系数，Ka=0.9
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n，查指导书P192表14-6，选用HL4J1型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250N.m,许用转速[n]=4000r/min,故符合要求。
四设计小结
在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来
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