胶带输送机传动装置.docx

1、胶带输送机传动装置湖南理工学院机械工程学院12机自三班第二组设计成员：曹振东，蒋楠，晏俊，刘皓贤，唐雨，刘星课程名称：机械设计基础课程设计设计名称：设计胶带输送机的传动装置1 设计任务书2 二. 传动装置总体设计 3 三 电动机的选择 4 四 V带设计 6 五带轮的设计 8 六齿轮的设计及校核 9 七高速轴的设计校核 14 八低速轴的设计和校核 21 九 .轴承强度的校核 29 十键的选择和校核 31 十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择32 十二. 箱体的设置 33 十三. 减速器附件的选择 35 十四.设计总结37 十五。参考文献38 一任务设计书题目A：设计胶带输送机的传动装置 个人设

2、计数据：工作条件：两班制，连续单向运转。载荷平稳，工作环境清洁。使用年限八年。运输带的工作拉力 F(N)_1000_ 运输机带速V（m/s） _2.0_ 滚筒直径D（mm） _500_ 滚筒长度L（mm) _500_设计工作量：1.减速器装配图一张（A3） 2.零件图（13） 3.设计说明书一份 二. 传动装置总体设计三选择电动机1传动装置的总效率： =1222345 式中：1为V带的传动效率，取1=0.96； 2为三对滚动轴承的效率，取2=0.99； 3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97; 4为弹性柱销联轴器的效率，取4=0.98； 5为运输滚筒的效率，取5=0.96。 传动装置的总效率=

3、0.96*0.99*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.85电动机所需要的功率 P=FV/=1000*2/（0.851000）=2.35KW 2滚筒的转速计算 4 w=v/r=2/0.25=8rad/s= 480rad/min n3=76.39r/minV带传动的传动比范围为i12,4;机械设计第八版142页 一级圆柱齿轮减速器的传动比为i28，10 ；机械设计第八版413页 总传动比的范围为16，40； 则电动机的转速范围为1223,3056;3选择电动机的型号： 根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减

4、速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y100L2-4型电动机。额定功率3KW，满载转速1420（r/min）,额定转矩2.2（N/m）,最大转矩2.2（N/m） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 总传动比i=n/n3=1420/76.39=18.59式中：n为电动机满载转速； n3为工作机轴转速。 取V带的传动比为i1=3.5，则减速器的传动比i2=i/3.5=5.31; 5计算传动装置的运动和动力参数 6.计算各轴的转速。 轴：n1=n/i1=1420/3.5=405.71r/min; 轴：n2=n1/i2=405.71/5.31= 76.39r/min 卷筒轴：n3=n2=76.39

5、r/min 7.计算各轴的功率 轴：P1=P电1=2.350.96*0.99=2.23344(KW); 轴P2=P123=2.233440.990.97=2.14477(KW); 卷筒轴的输入功率：P3=P242=2.144770.980.99=2.081(KW) 8计算各轴的转矩 电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=95502.35/1420=15.80 Nm 轴的转矩：T2= 9550*2.23344/405.71=52.57Nm 轴的转矩：T3=9550*2.14477/76.39=268.13Nm 第二部分 传动零件的计算 四.V型带零件设计1.计算功率：Pca=KAP=1.2

6、*3=3.6kw kA-工作情况系数，查表取值1.2;机械设计第八版156页 p-电动机的额定功率 2.选择带型 根据Pca=3.6kw，n=1420,可知选择A型；机械设计第八版157页 由表86和表88取主动轮基准直径 dd1=90mm则从动轮的直径为 dd2=315mm3.验算带的速度 V=3.14*90*1420/60/1000=6.69m/sV带的速度合适 4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩 根据0.7(dd1+dd2)a907.确定带的根数Z 机械设计第八版158页 由， 查表84a和表84b 得p0 =1.07，p=0.17查表85得：k=0.96,查表82得：kl=0.91

7、，则 Z3*1.2/(1.07+0.17)/0.96/0.91=3.3取Z=4根 8.计算预紧力 机械设计第八版158页 查表8-3得q=0.10（kg/m） 则F0min=500*(2.5-0.96)*3.6/0.96/4/6.69+0.1*6.69=112.3N9.计算作用在轴上的压轴力 FP =2*4*1.5*112.3*sin(165/2)=1336N机械设计第八版158页 五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁 主动轮基准直径d=90mm，故采用实心式，从动轮基准直径D=315mm，采用腹板式六齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数； （1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动

8、； (2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）； (3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。 (4).选小齿轮的齿数为20，则大齿轮的齿数为205.31=106.2，取z2=1072按齿面接触强度进行设计 由设计公式进行计算，选用载荷系数 K t =1.3计算小齿轮传递的转矩 T1=9550000*2.2334/405.71=52572N/mm由表10-7选定齿轮的齿宽系数；机械设计第八版205页 a=1由表10-6

9、查得材料的弹性影响系数ZE=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限3.计算应力循环次数 N1=60Lhn1j=60*405.71*1*(2*8*8*365)=1137286272N2=1137286272/9.29=214178205取接触疲劳寿命系数KHN1=0.89, KHN2=0.895;机械设计第八版207页 4.计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，所以机械设计第八版205页 5.计算接触疲劳许用应力。 1)试算小齿轮分度圆的直径，带入H中较小的值 得d1t=59.15mm(1)计算圆周的速度V 得v=3.14*

10、59.15*405.17/60/1000=1.25m/s(2)计算b 得齿宽为59.15mm(3)计算齿宽和齿高之比。 模数得m为2.9575齿高b/h=59.15/6.63=8.92(4)计算载荷精度根据V=1.25m/s;7级精度，插图可知kv=1.01 机械设计第八版194页直齿轮 可得使用系数KA=1.00，机械设计第八版193页用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，kH =1.423； 查图可得KF =1.36 故载荷系数K=1*1.01*1*1.423=1.437械设计第八版192页 (5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径得d1=46.3mm（6）计算模数m=d

11、1/z1=46.3/20=2.3156.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的计算公式 机械设计第八版201页 （1）确定公式内各计算数值 1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限FE2=380 Mpa 机械设计第八版209页 2）查表可得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2 =0.87； 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得 计算载荷系数K K=1*1.01*1*1.36=1.37查取齿形系数。 查得 YFa1 =2.80 YFa2 =2.12机械设计第八版200页 6)查取应力校正系数。 查表可得YSa1 = 1.55

12、YSa2 =1.865机械设计第八版200页 计算,小齿轮的 并加以比较。小齿轮=2.80*2.12/307.14=0.0193大齿轮=1.55*1.865/236.14=0.0122小齿轮的数值大（2）设计计算。 m1.59 并就近圆整为标准值m=2按接触强度计算得的分度圆直径d1=46.3mm算出小齿轮数 z1=46.3/2=23.15 取z1=24大齿轮的齿数z2=24*5.31=127 取128这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费 4.几何尺寸的计算 （1）计算分度圆直径 d1=z1m =2*24=48mmd2=z2m =

13、2*128=256mm2)计算中心距 a=(48+256)/2=152mm（3）计算齿轮的宽度 b=1*48=48mm七轴的设计与校核高速轴的计算。 （1）选择轴的材料 选取45钢，调制处理，参数如下: 硬度为HBS220 抗拉强度极限B650MPa 屈服强度极限s360MPa 弯曲疲劳极限1270MPa 剪切疲劳极限1155MPa 许用弯应力1=60MPa 二初步估算轴的最小直径 由前面的传动装置的参数可知n1= 405.17 r/min; p1=2.2334(KW)；查表可取 AO=115； 机械设计第八版370页表15-3dmin=20.31mm三轴的机构设计 （1）拟定轴上零件的装配方

14、案 如图，从右到左依次为轴承、轴套、小齿轮1、 轴承、轴承端盖、带轮。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，考虑有键槽，将直径增大5%，则取d1=21 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50 mm，现取。 l1=47mm带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度h=(0.07 0.1)d，取h=1.5 mm，则d2=23mm轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离l=30 mm，故取l2=50 mm 2.初步选择滚

15、动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴d2=23mm,故轴承的型号为6005，其尺寸为d=25mm,D=47mm,B=12mm.所以轴d3=25mm,l3=12mm。3.取齿轮距箱体内壁间距离a10mm， 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离s， 取s4mm，则 l4=s+a=10+4=14mm。取d4=28mm。4.取做成齿轮处的轴段的直径d5=30mm，l5=48mm5.由于对称可知，d6=28mm，l6=14mm6.d7=25mm.l7=12mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径 （3）轴上零件的轴向定

16、位 齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程） （3）轴上零件的轴向定位 齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程） （4）确定轴上的倒角和圆角尺寸 参考课本表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径 R=1.0mm .(四)计算过程 1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6005深沟球轴承B=12mm简支梁的轴的支承跨距：L=l1 l2+l3+l4+l5+l6+l7=47+50+12+14+48+14+12=197mm2.作用在齿轮上的力Ft=2T1/d1=2*52572/48=2190.5NFr=Ft*tan20=2

17、190.5*tan20=797NFn=Ft*cos20=2190.5/cos20=2331N计算支反力 水平方向的M=0，所以 FNH1=Ft/2=2190/2=1095NFNH2=Ft/2=2190/2=1095N垂直方向的M=0，有 FNV1=Fr/2=797/2=398.5NFNV2=Fr/2=797/2=398.5N水平面的弯矩 M1=Fr*R1=797*24=19129N*mm垂直面弯矩 M2=Fr*ln=398.5*44=17534N*mm合成弯矩 得M=295.49N*m3.按弯扭合成应力校核轴的硬度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据

18、课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 得=11.21Mpa已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,故安全。 4.精确校核轴的疲劳强度 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起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地确定的，所以截面A，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合

19、及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。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。 八低速轴的计算1.轴的材料选取 选取45钢，调制处理，参数如下: 硬度为HBS220 抗拉强度极限B650MPa 屈服强度极限s360MPa 弯曲疲劳极限1270MPa 剪切疲劳极限1155MPa 许用弯应力1=60MPa 2.初步估计轴的最小直径 轴上的转速n2 功率P2由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知 AO=115 d=34.95mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴

20、器型号。 联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取Ka=1.5选HL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径d1=36mm,长度L62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=42,3.拟定轴的装配方案 4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度选取d1=36,L1=104mm,因I-II轴右端需要制出一个 定位轴肩，故取 d2=45mm,初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作 要求， 由轴知其工作要求并根据d245mm，L2=50mm选取单列圆锥滚子轴承 33007型,由机械设计手册(软件版)R2.0查得轴承参数： 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取332

21、15型轴承 的定位轴肩高度h=2mm,因此，取d3=55mm.L3=14mm,d5=55mm.L5=14mm因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取做成齿轮处的轴段的直径d465mm； L4=48mm,5.轴上零件的周向定位。 齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择 过程见后面的键选择）。 6.确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考课本表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm 4.计算过程 1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。 计算支反力 作用在低速轴上的Fr=797N,Ft=2331N,水平面的弯矩 M1=Fr*

22、R2=797*148=117956N*mm垂直面弯矩 M2=Fr*ln=398.5*44=17534N*mm合成弯矩 得M=1192N*m3.按弯扭合成应力校核轴的硬度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 得=13.166 MPa 已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,故安全。 6.精确校核轴的疲劳强度 1)判断危险截面 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起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地确定的，所以截面A，B均无需校

23、核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及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。因而只需校核截面IV的右侧即可，因为IV的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。 9.轴承强度的校核 1.高速轴上的轴承校核 寿命计划：两轴承受纯径向载荷P=797n X=1 Y=0从动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定功负荷=25.6KN =1 =3=

24、10881201预期寿命为：8年，两班制L=830016=38400轴承寿命合格十键的选择计算及校核（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键1040 GB/T10962003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其许用挤压力=100MPa=82.75则强度足够，合格（2）与齿轮联接处d=48mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键1452 GB/T10962003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力=100MPa=45.392则强度足够，合格十一减速箱的润滑方式和密封种类的选择1.润滑方式的选择 在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动

25、表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。 齿轮圆周速度： 高速齿轮 V1=d1n1/(601000)=3.1448405.7/(601000)=1.09m/s2m/s 低速齿轮 V2=d2n2/(601000)=3.1425676.39/(601000)1.32m/s2m/s 由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润 32 滑。 2.润滑油的选择 由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN2润滑脂。 3.密封方式的选择 输

26、入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。 所以用毡圈油封。 减速器附件的选择确定列表说明如下：计 算 及 说 明名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M616GB 57821986螺栓安装端盖24Q235M825GB 57821986销定位235A640GB 1171986垫圈调整安装365Mn10GB 931987 螺母安装3M10

27、GB 61701986油标尺测量油面高度1组合件通气器透气1箱体主要结构尺寸计算 箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,=15mm箱盖厚度=8mm 箱盖凸缘厚度=1.5 ,=12mm箱底座凸缘厚度=2.5 ,=25mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm齿轮轴端面与内机壁距离=18mm大齿轮顶与内机壁距离=12mm小齿端面到内机壁距离=15mm上下机体筋板厚度=6.8mm , =8.5mm主动轴承端盖外径=105mm从动轴承端盖外径=130mm地脚螺栓M16，数量6根十二.设计总结作为一名机械大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。 十三：参考资料 1.机械原理 孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社 2006年 2.机械设计 濮良贵