带式输送机的传动装置设计大学毕设论文.docx

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带式输送机的传动装置设计大学毕设论文

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：

带式输送机的传动装置设计

（第8组）

—工程—学院建环1112班

设计者洪木荣

指导教师—温坚—

广东海洋大学

一、设计任务书2

二、传动方案的拟定2

三、电动机的选择3

四、传动系统的运动和动力参数4

五、传动零件的设计计算和校核6

六、轴的设计计算和校核6

七、滚动轴承的选择和寿命计算10

八、键和联轴器的选择10

九、润滑和密封形式的选择11

十、减速器机体各部分结构尺寸其他技术说明11

十一、参考文献12

第八组：

带式输送机的传动装置设计

一、设计任务书

1.1工作条件

连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期8年；小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差土5%

1.2原始数据

滚筒圆周力F=1450N

带速V=1.6m/s；

滚筒直径D=260mm

1.3运动简图

二、传动方案的拟定

2.1整体方案

根据设计任务书，该方案的设计分成减速器（传动部分）和工作机（执行部分）两部分。

2.2减速器说明

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。

传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。

本设计采用的是单级直齿轮传动。

减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

三、电动机的选择

计算项目

计算过程及说明

计算结果

1选择电动机

1、选择电动机类型

按已知的工作要求条件，选用丫系列全圭寸闭笼型三相异步电动机

炯W=0.85

Pd=2.7kw

2、选择电动机功率

工作机所需功率为：

PW=^Vw

电动机输入功率为：

Pd=FV——

1000"w由电动机至工作之间的总效率

式中：

"1、吗、口3、口4、“5分别为带传动、齿轮传动的

轴承（2对）、齿轮传动、联轴器、及滚筒的轴承效率。

查表2-3可取

6=0.96、n2=0.99、n3=0.98、口4=0.98、n5=0.98、

%=0.96

则□%=0.96汉0.992汉0.98疋0.98汉0.98疋0.96=0.85

厂1450F.6°F

所以Pd==2.7kw

1000X0.85

3.确定电动机转速

滚筒的工作转速为

600000V60況1000況1.6“.

nw—一-11753r/min

nD兀x260

因为由表2-2知，带传动的传动比i1=2~4，单级齿轮

传动的传动比i2=3~5，则总传动比I的合理范围

i^i1'i2=6〜20

因此，电动机转速的可选范围为

血=「入=（6〜20）勺17.53kw=（705.18〜2350.6）r/min

nw=117.53r/m

i'=6~20

nd=

（705.18~2350.6）r/min

4.确定电动机型号

符合这一范围的电动机同步转速有750r/min、

1000r/min、1500r/min。

根据工作机所需要的电动机输

出功率Pd和电动机的同步转速，由附录B可查出适用的

电动机型号分别为Y132M-8Y132S-6和Y100L2-4。

相应的技术参数比较情况见下表：

电动机型号：

Y132S-6

电动机型号

额定功率

电动机转速

（r/min）

总传动比

Pd/kw

同步转速

满载转速

Y132M-8

750

710

6.04

Y132S-6

1000

960

12.17

Y100L2-4

1500:

1430

8.17

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及带传动和齿轮传动的传动比，选择丫132S-6型号电动机比较合适，即电动机的额疋功率Ped=4kw,满载转速nw=960r/min，总传动比适中，传动装置结构比较紧凑。

Y132S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸见表2-4

表2-4丫132S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸列表

中心高H

外形尺寸

LX（AC/2+AD）XHD

地脚安装尺寸

地脚螺栓孔直径

轴伸尺寸

DXE

装键部位尺寸

FXG

132

475^345X315

216X140

38^80

10X33

四、传动系统的运动和动力参数

由已确定的电动机的型号可知：

i=8.17;

1计算总传动比和分配各级传动比

总传动比i=8.17;

取带传动比的传动比i°=2.5;

则齿轮转动的传动比h=i总/i°=3.24。

i°=2.5

i1=3.24

2、计算转动装置各轴的运动和动力参数

1.各轴的转速

I轴n【==960r/min=384r/min

io2.5

U轴n^=山=384r/min=118.52r/minui13.24

滚筒轴门⑷=n^=118.52r/min

ni=384r/min

n口=118.52r/minnw=118.52r/min

2.各轴的输入功率

I轴p=PJ01=2.7x0.96kw=2.592kw

U轴

甩=pi12=pi2^3=2.592x0.99x0.98=2.51kw

滚筒轴

Pv=P^23=Pl?

2^3=2.51汉0.99汇0.98=2.44kw

Pi=2.592kw

Pu=2.51kw

Pw=2.44kw

3.各轴的输入转矩

电动机轴

Fd27

Td=9550d—9550汉一N・m—26.86N・m

nd960

I轴

P2592

T—95501—9550乂—N・m—64.46N*mnz384

U轴

P251

J—9550u—9550汇N・m—202.25N*m

un^118.52

滚筒轴

Pjn2.44

Ph—9550山—9550汉N・m-196.61N•仃

n山118.52

Td=26.86N・m

T=64.46N・m

口=202.25N

Pm=196.61N•仃

表2-5运动和动力参数的计算结果列表

参数

轴名

电动机轴

I轴

U轴

滚筒轴

转速n（r/min）

960

384

118.52

输入功率P/kw

2.7

2.592

2.51

2.44

输入转矩T/（Nm）

26.86

64.46

202.25

196.61

传动比i

2.5

3.24

效率口

0.96

0.97

五、传动零件的设计计算和校核

1.确定V带型号

1.确定计算功率Pc

根据教材表8-7得：

kA=1.2

Pc*Pd=1.2X2.7=3.24KW

2.选择v带型号

根据PC、n1由教材图8-9得：

选用A型V带

3.确定带轮的基准直径

由教材图8-9得，推荐的小带轮基准直径为80~100mm

取d1=80mm>=dmin=75mm

4.验算带速v

Pc=3.24KW

dd2=（n』n1）-d1（1-E）=（970/285.29）X125X（1-0.2）=416.5mm

取d2=450mm

dd2=416.5mm

六、轴的设计计算和校核

输出轴上的功率P）i、转速和转矩Th

由上可知P=2.51kw,n=118.51r/min,

T=202.25Nm

n.求作用在齿轮上的力

因已知高速小齿轮的分度圆直径

=mz1=2.5*32=80mm而

2T2x202.25x105

Ft===5056.25N

td80

Fr=Fttan。

=1840.32N

Fa=0

川.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15-3，取A。

=115，于是

dmin=A0jP=31.82mm

由于键槽的影响，故

dmin=1.04dmin=33.08mm

输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径du，取d“=33mm，根据带轮结构和尺寸，取％=60mm。

IV.齿轮轴的结构设计

（1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）.为了满足带轮的轴向定位要求，1-U段右端需制出一轴肩，故取U-川段的直径

=39mm;

2）.初步选择深沟球轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球球轴承。

按照工作要求并根据=42mm，查手册选取单列深沟轴承6209，其尺寸为d汉D汉B=45mm汉85mm汉19mm，故

d皿百=dvi|-VIII=45mm；而I-VIII-19mm。

Ft=5056.2N

Fr=1840.32N

d」=33mm

"=60mm

du」=39mm

d—皿=42mm

1w|-VIII-

19mm

3）

取l出』=6.5mm，因为要使大小齿轮对齐啮

48mm

d皿』=dVII-VIII

二45mm

dV-VI二85mm

lV-VI=73mm

d应卫=d可』

lw_v二6.5mr

Ivi-vii=6.5mm

.由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴段V-VI

的直径dV-VI=85mm,lV-VI=73mm。

轴肩高度

h-0.07d|||_|V，故取h=3.5mm，则轴环处的

直径dw:

d刑』=48mm。

轴环宽度b_1.4h,

合，故lVI-VII=6.5mm。

4）.轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面间的距离l=30mm，

故1口』二60mm。

5）l皿』=19mm

（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。

按di』由《机械设计》查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm。

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m6。

（3）.确定轴上圆角和倒角尺寸

参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角

245。

至此，已初步确定了轴的各段和长度，简图如下：

V.求轴上的载荷

输入轴的校核：

输入1轴：

（1）齿轮上作用力的计算：

由前面的计算可知

圆周力：

Ft=2T/D=5056.45N

径向力：

Fr=Fttan20°=1840.32N

（2）求齿轮作用力在垂直面的支持反力。

（见图

草稿）

F1v=（Fr•L/2）/L=920N;

F2v=Fr-F1v=4136.09N;

（3）求齿轮作用力在水平面的支承反力F1H=

F2H=Ft/2=2528.13N

（4）求F力在支点产生的反力（见图3）

F1F=F•（L+K）/L=719.86N

F1F=F2F-F=1776.76N

（5）绘制垂直的弯矩图

Mav=F1v-L/2=262.64N•m

（6）绘制水平面的弯矩图（见图5）

MaH=F1HL/2=160.54N•m

⑺求F力产生的弯矩图（见图6）

M1F=F-K=2986.92X108X10-3=322.59N•m在a-a截面处，F力产生的弯矩为

MaF=F2F-L/2=45.71N•m

（8）绘制合成弯矩图

因F方向未定，所以F与HV共面时，产生的弯矩最大。

Ma=MaF+（MaV+Mabf）1/2

=307.82N•m

M1=M1F=322.59N-m

（9）绘制扭矩图（见图8）

由前面的计算结果可知，输入轴传递的扭矩

T=321.07N•m

（10）求危险截面的当量弯矩（见图9）由见图8可知Ma>M1，故a-a截面最危险，其当量弯矩为：

Me=【Ma+（aT）2】1/2

扭切应力为脉动循环应变力，取折合系数a

=0.6，带入上式可得：

Me=363.13N•m

（11）校核危险截面a-a的强度选轴的材料为45钢，经调质处理。

查的（Tb=650MPa查的【（T-1b】=60MPa

由教材公式可知，危险截面a-a的当量应力为：

~3；

（Te=Me/W=Me/0.1d3=61.216KPa

【（T-1b】

七、滚动轴承的选择和寿命计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16X300X8=38400小时

（1）计算1轴

受纯径向载荷：

P=Fr=1840.32N

选深沟球轴承6209,Cr=31.5KN;

查表可得fp=1.1,ft=1.

Lh=（106/60n）X（ft•C/fp•p）

3=529995.61h>38400h

所以此轴承寿命符合要求，即合格

（2）计算II轴

受纯径向载荷：

P=Fr=2472.89N选深沟球轴承6013,Cr=32.0KN;

Lh=（106/60n）X（ft•C/fp•p）

3=130948h>38400h

所以此轴承寿命符合要求，即合格

八、键和联轴器的选择

（1）输入轴与带轮联接米用平键联接

轴径d=32mm,k=60mm

查手册得，选用A型平键，得：

键A10X8GB1096-2003

l=50mm，T=202.25N•mh=8mm

[（Tp]=100-120MPa

（Tp=4T/dhl=4X202.25/33X10X50X8

=1.2MPa<[（Tp]=100-120MPa

（2）低速轴与大齿轮联接米用平键联接

轴径d=52mm65mm，T=196.61N-m，h=10mm

查课本表11-1得选A型平键

键16X10GB1096-2003

（Tp=4T/dhl=4X196.61/52X103X55X10

=8.3Mpa<[（Tp]=100-120MPa

（3）输出轴与大齿轮联接用平键联接

轴径d=40mml=82mm，T=196.61N-m,h=8mm

查课本表11-1得选A型平键

键12X8GB1096-2003

（Tp=4T/dhl=4X196.61/40X103X72X8

=11.3Mpa<[（Tp]=100-120MPa

九、润滑和密封形式的选择

1.齿轮的润滑：

根据齿轮圆周速度V的大小可以确定。

由于V=1.2m/s<12m/s,所以可以采用油池润滑。

大齿轮进入油池一定的深度，齿轮运转时将润滑油带至啮合区，同时也甩到机体内壁上，借以散热。

机体内的装油量主要依据一级齿轮圆周速度V,当V较大时，浸入深度约为一个齿高；当V较小（0.5-0.8m/s）时，可达到齿轮半径的1/6.

2轴承的润滑

采用的润滑方式时脂润滑。

为了防止轴承中的润滑脂被减速器内齿轮啮合时挤出的油冲刷、稀释而流失，应在轴承内侧设置挡油板。

轴承空隙内润滑脂的填入量与轴承的速度有关。

由于轴承的转速nl=285.29r/min<1500r/min，所以润滑脂填入量不得超过轴承空隙体积的2/3。

3.滚动轴承的密封：

采用毡圈油封式；

毡圈油封式利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，防止润滑油出及外界杂质、灰尘等浸入轴承。

毡圈油封式密封结构简单，但密封效果较差，且与轴劲接触面的摩擦较为严重，故主要用于脂润滑的油润滑，所以才用毡圈油封式。

十、减速器机体各部分结构尺寸其他技术说明

名称

符号

计算公式

结果

箱座壁厚

u=0.025a+1色8

箱盖壁厚

巧

J=0.02a~8

箱盖凸缘厚度

bi=1.5巧

箱座凸缘厚度

b=1.5^

箱座底凸缘厚度

b2=2.5ct

地脚螺钉直径

df=0.036a+i2

M20

地脚螺钉数目

查手册

轴承旁联接螺

栓直径

4=0.75df

M16

机盖与机座联接螺栓直径

d2=（0.5~0.6）df

M10

轴承端盖螺钉

直径

d3=（0.4~0.5）df

视孔盖螺钉直径

d4=（0.3~0.4）df

定位销直径

d=（0.7~0.8）d2

df，di，d2至

外机壁距离

查《机械设计课程设

计指导书》表5-3

df，di，d2至

凸缘边缘距离

查《机械设计课程设

计指导书》表5-3

外机壁至轴承座端面距离

li=Ci+C2+（8~i2）

大齿轮顶圆与

内机壁距离

街

Ai>i.2a

齿轮端面与内

机壁距离

A2>ct

机座肋厚

m0.85ct

m=8

轴承端盖外径

D2=D+（5~5.5）d3

125

130

十、参考文献

1机械设计基础课程设计指导书（张玲莉主编）

2、机械设计基础（教材）（师素娟、林箐、杨晓兰主编）

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