带式输送机传动装置设计.docx

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带式输送机传动装置设计

毕业设计

带式输送机传动装置设计

院系：

机电信息系

班别：

姓名：

学号：

指导老师：

完成日期：

xxxx年x月x日

总体方案设计2

、设计要求2

三、设计步骤

1.传动装置总体设计方案2

2.电动机的选择3

3.计算传动装置的传动比及各轴参数的确定4

4.齿轮的设计6

5.滚动轴承和传动轴的设计8

附：

两根轴的装配草图16

6.键联接设计18

7.箱体结构的设计19

8.润滑密封设计20

四、设计小结20

五、参考资料21

一、总体方案设计

课程设计题目：

带式运输机传动装置设计（简图如下

1——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

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5年，每年365天，每天24小时，传动不逆转，载荷平稳,起动载荷为名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差为+_5%

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/（m⑸

滚筒直径D/mm

1.9

1.6

400

二、设计要求

1.减速器装配图1张（三视图，A1图纸）；

2.零件图两张（A3图纸，齿轮，轴，箱体）；

3.设计计算说明书1份（8000字左右）。

三、设计步骤

1.传动装置总体设计方案

1）外传动机构为V带传动。

2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器

3）方案简图如下图

1——带传动；2—电动机；3——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。

2、电动机的选择

1）选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。

2）选择电动机的容量

工作机的有效功率为

Pw=Fv=19001.6=3.04kW

从电动机到工作机传送带间的总效率为

「223456：

0.82

由《机械设计基础课程设计指导书》表2-3可知:

ni:

带传动0.96（球轴承）

n2:

齿轮传动的轴承0.99（8级精度一般齿轮传动）

n3:

齿轮传动0.97（弹性联轴器）

n4:

联轴器0.97

n5:

卷筒轴的轴承0.98

n6:

卷筒的效率0.96

所以电动机所需工作功率为

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

nw

601000v

D

二76.4r/min

的转速为

所以电动机转速的可选范围为:

nd二inw=（6-20）76.4=（458-1528）r/min

根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计基础课程设计指导

书》附录8,附表8-1选定电动机型号为Y132M1-6其主要性能如下

表：

电动机型号

额定功率/kw

满载转速/（r/min）

启动转矩

最大转矩

额定转矩

额定转矩

Y1600M1-8

4

720

2.0

2.0

Y132M1-6

4

960

2.0

2.0

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1000Tmin的电动机，所以电动机的类型为Y132M1-6

3.计算传动装置的传动比i及各轴参数的确定

（1）传动比i为

13

nm960

i

nw76.4

（nm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指导书》表2煜

｛圆柱直齿轮传动比范围i1=（3-5）

V带传动范围（2—）取值i0=3

所以i=13

1）.各轴的转速

I轴n

1=山二960=320r/mini03

II轴

n2=“1二320=76.4r/min

i14.188

卷筒轴

nw=n2=76.4r/min

nm为电动机的满载转速r/min;m、n2为I轴、II轴（I轴

高速轴、II轴为低速轴）的转速，i。

电动机至I轴的传动比，X为I轴至II轴的传动比。

2）.各轴的输入功率

车由Ip2=国12=3.5520.9920.962=3.2Kw

滚筒车由Pw=P2工：

=3.20.980.96=3.01Kw

3）.各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩Td为：

p37

Td=9550-=955036.8Nm

nm960

I车由T1=9550P1/n1=95503.552/320=106.01Nm

II轴T2=9550P2/n2=95503.2/76.4=400Nm

滚筒车由T卷=9550Pw/nw=95503.01/76.4=376.25Nm

将上述计算结果汇总如下表所示:

轴名

功率

P/kw

转矩T/（Nm）

转速

n/（r/min）

传动比

i

效率

n

I轴

3.552

106.01

320

3

0.97

II轴

3.2

400

76.4

4.

118

0.90

卷筒

轴

3.01

376.25

76.4

电动

机

3.7

36.8

960

4.齿轮的设计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Ra<3.2〜6.3・m.

（2）按齿面接触疲劳强度设计

因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出di值。

确定有关参数与系数：

1）、转矩T1

「=9.551063552=1.06105Nmm

320

2）、载荷系数K

查表10.11取K=1.1

3）、齿数乙齿宽系数

小齿轮的齿数乙取为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d"。

4）、许用接触应力Jh1

由图10.24查得

fm1=560MPafHiim2=530MPa

由表10.10查得Sh=1o

2=60njLh=603201（365*5*24）=8.4108

N^N1/i=8.4108/4.188=2108

查图10.27得Znt1R.OZZnt?

T.1

由式（10.13）可得

m=dl=空Imm=25mm

Z125

由表10.3取标准模数m=2.5mm

（3）计算主要尺寸

d

d2=mz2=2.5100mm=250mm

b=dd1=162.5mm=62.5mm

经圆整后取b2=65mm。

q=b25mm=70mm

11

amz1z22.525100mm=156.25mm

22

（4）按齿根弯曲疲劳强度校核

由式（10.24）得出［,如6心则校核合格。

确定有关系数与参数：

1）齿形系数Yf

查表10.13得Yf1=2.65,Yf2=2.18。

2）应力修正系数乂

查表10.14得YSi=1.59,沧=1.80

3）许用弯曲应力

tF1

由图10.25查得

二Fim1=210MPa,；「Fim2=190MPa。

由表10.10查得

SF=1.3。

由图10.26查得

YnT1=Ynt2-1°

由式（10.14）可得

I]Ynt^-Fim^210MPa=162MPa

1SF1.3

1.90

MPa=146MPa

1.3

2kt2x11x10^x134

S二bmtYF丫「652.52252.651.59MPa®MPa__217・08MPa

；「F2_；「F1Yf2Ys2=912.181.8MPaL「F】2=146MPa

Yf1Ys22.651.59

齿轮弯曲强度校核合格。

（5）

验算齿轮的圆周速度v

由表10.22可知，选9级精度是合适的。

（6）计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图略。

将上述计算结果整理如下表所示:

名称

小齿轮（mm）

大齿轮（mm）

分度圆直径d

62.,5

250

齿顶高ha

2.5

2.5

齿根高df

3.75

3.75

齿全高h

6.25

6.25

齿顶圆直径da

64.5

252

齿根圆直径df

55

242.5

基圆直径db

58.73

234.92

中心距a

156.25

传动比i

4

5V带的设计

（1）确定计算功率PC

由表8.21查得Ka=1.3，由式（8.12）得

FC=KaP=1.35.5kW=7.15kW

（2）选取普通V带型号

根据Pc=7.15kWni=960r/min,由图8.12选用B型普通V带。

（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=140mr>ddmin=125mim

大带轮基准直径为

dd2n1dd1960140=468.99：

469.0mm

n2286.57

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

.dd2469.0i

dd1140

从动轮的转速误差率为

在-5%以内为允许值

（4）验算带速v

叱din

v=

601000

二140960

7.03m/s

601000

带速在5〜25m/s范围内。

（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a°=1500mm

由式（8.15）得

由表8.4选取基准长度Ld=4000mm

由式（8.16）的实际中心距a为

Id—I。

一cc3150-3414.35…c*

aa0--1100967.825mm

22

中心距a的变化范围为

amin=a—0.015I-=967.825-0.0153150=920.575mm

amax二a0.03Ld=967.8250.033150=1062.325mm

（6）校验小带轮包角：

1

由式（8.17）得

:

=180。

---2_--157.3°=180°-500一14057.3=160.52°1200a967.825

（7）确定V带根数z

由式（8.18）得

根据d-1=140mmn1=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

由表8.18查得&=

根据传动比i=3.35，查表8.19得K=960r/min则

由表8.4查得带长度修正系数K=1.13，由图8.11查得包角系数

Q0.95，得普通V带根数

圆整得z=4

（8）求初拉力Fo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

（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）。

（10）设计结果

选用3根B-3150GB/T11544—997的V带，中心距a=968mm带轮直

径dd1=140mmdd2=469.0mm轴上压力Fc=2067.4N。

6.传动轴的设计

1

Ls

\\5

Z

LJ

齿轮轴的设计

（2）按扭转强度估算轴的直径

选用45并经调质处理，硬度217~255HBS

轴的输入功率为R=4.03KW

转速为n严286.57r/min

dr「（107~118八槎1

=（25.850~28.556）mm

根据《机械设计基础》P265表14.1得C=107^118.又由式（14.2）

得:

（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3%-5%取D1=O30mm又带轮的宽度

B=（Z-1）-e+2f=（3-1）x18+2X8=52mm

则第一段长度L仁60mm

2右起第二段直径取D2=O38mm

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dxDxB=40x80x18,那么该段的直径为D3=O40mm长度为L3=20m（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）

⑷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=O48mm长度取L4=10mm

@右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mn,分度圆直径为①62.5mnr）齿轮的宽度为70mn,则，此段的直径为D5=O67.5mnr）长度为L5=70mm

1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=048mn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）

⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=O

40mm，长度L7=18mm

（4）求齿轮上作用力的大小、方向：

1小齿轮分度圆直径：

d仁62.5mm

2作用在齿轮上的转矩为：

T=9.55x106・P/n=134300N・mm

3求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d2=2x134300/250=1074.40N

4求径向力Fr

Fr=Ft・tana=1074.40xtan200=391.05N

Ft，Fr的方向如下图所示

（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=195.525N

（6）画弯矩图

右起第四段剖面C处的弯矩：

水平面的弯矩：

MC二PA24=53.352Nm

垂直面的弯矩：

MC1=MC2=RAX24=19.2Nm

合成弯矩：

MC1二MC2二MC2MC12=.533522192002=56.7Nm

（7）画转矩图：

T1=138.952Nm

（8）画当量弯矩图

因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6

可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

MeC2-■Mc22（aT）2=100.825Nm

（9）判断危险截面并验算强度

①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=100.825Nm,由课本表13-1有:

「-1]=60Mpa则:

（Te=MeC2/W=MeC2/（0.1D45）

=100825/（0.1X483）=9.11Mpa<「-1]

0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：

Md=（aT）2-0.6138952=83.371Nm

（Te=MD/W=MD/（0.1D13）

=83.371/（0.1x403）=13Nm＜「-1]

所以确定的尺寸是安全的。

受力图如下:

水平受力側麺受朋

垂直而

当量驟

Me

确定轴上零件的定位和固定方式（如图）

2.输出轴的设计计算

⑵按扭转强度估算轴的直径

（1）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217~255HBS

118）376.19

根据课本（14.2）式，并查表14.1，得

（3）确定轴各段直径和长度

CD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①（41.97~47.18）,根据计算转矩T=9.55X

106・P/n=527.324N-rm

Tc=RAXT=1.3X527324=685.49Nrm查标准GB/T5014违003,选用HL4

型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm轴段长L仁84mm

②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取①52mm,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=74mmC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dXDXB=55X90X18,那么该段的直径为①55mm长度为L3=32

C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①60mm齿轮宽为b=65mm为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mm

C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=O66mm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=O55mm长

度L6=18mm

（4）按弯扭合成强度校核轴径

按设计结果画出轴的结构草图（图a）

1）画出轴的受力图（图b）

2）作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）

I—I截面处的弯矩为MHi=2003.3x97/2=97160Nmm

n—n截面处的弯矩为MHii=2003.3x23=46076N・mm

3）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

I—I截面处的弯矩为

M左二Fa・L/2=729.145x97/2=35363.5N-mm

n—n截面处的弯矩为

Mi=Fvb-23=729.145x23=16770.3Nmm

4）合成弯矩图（图e）

Ml二（35363.52+97160"）1/2=103396Nmm

MI=（16770.32+4607g）1/2=49033Nmm

66

5）求转矩图（图f）T=9.55x106xP/n=9.55x106x

4.207/76.19=527324Nmm

求当量弯矩

6）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

a为0.6

I—I截面Mei=（609252+（0.6X5273242）1/2=322200N-mm

221/2

n—n截面：

Mii=（49033+（0.6X527324）=320181Nmm

8）确定危险截面及校核强度

由图可以看出，截面I—I可能是危险截面。

但轴径d3>d2,故也应对截面n—n进行校核。

I—I截面：

°el二Me/W=322200/（0.1X603）=14.9Mpa

n—n截面：

cell二Meu/W=320181/（0.1X553）=19.2Mpa

查表得-1b]=60Mpa满足。

e<[o-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

FHAF

t2

i

水平砒

MHB

kl

11

T

竝面知肉'

艮力

FvAr

VBJ，1

1

Wi

驟图

M

11

ni

ii

ii

iIkJ1.

J

T

11

11

1

OS

r

1

i

7.滚动轴承设计

根据条件，轴承预计寿命

Lh5X365X24=43800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Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05N

P=fpFr=1.1X391.05=430.155N

60286.57

1

43800）£

60n

77

1

Lh）

（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

430.155/

（

1=32395.29N

查课本P284页，选择6208轴承Cr=29.5KN

根据课本式15-5有

算得Lh=187589.77>43800二预期寿命足够

二此轴承合格其草图如下:

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

1

fJP（.60nL）

C-ft（106Lh）

查课本P154页，选择6011轴承Cr=30.2KN

106

6071.6

130200

1.1391.05

二80552543800

由课本式11-3有

二预期寿命足够二此轴承合格

&键的设计

1）联轴器的健

a、选择键的型号：

C型键

由轴径d1=45mrp在表14.8查得键宽b=14mrp键高h=9mrpL=36〜

160mm

L=54mm<（1.6〜1.8）d=72〜81mm

l1=L-0.5b=54-7=47mm

由式14.7得

Gy1=4T/（dhl1）

=4X525.87X1000/（45X9X47）=110.47MPa<【°jy]=120MPa轻

微冲击，由表14.9查得）

b、写出键的型号：

选键为C14X70GB/T1096-1979

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=18mmh=11mmL=50~200mm取L=56mml2=L-18=56-18=38mm

Gy2=4T/（dhl2）

=4X525.87x1000/（45x11x38）

=111.79MPa＜【°jy】=120MPa轻微冲击，由表14.9查得）