带式输送机传动系统设计汇总Word格式文档下载.doc

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8.1齿轮的润滑

8.2滚动轴承的润滑

8.3减速器的密封

9.箱体及其附件结构设计

9.1箱体的结构设计

9.2附件的结构设计

10．设计总结

1.设计任务

设计任务如图1.1所示，为用于带式运输机上的两级圆柱斜齿轮减速器。

工作条件：

带式输送机在常温下连续工作、单向运转；

空载启动，工作载荷有轻微冲击；

输送带工作速度v的允许误差为；

二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2~3年，中批量生产；

三相交流电源的电压为380/220V。

已知数据：

带的圆周力F（N）：

4500（N）

带速v（m/s）：

0.48（m/s）

滚筒直径D（mm）：

350（mm）

1电动机　　2.V带传动　　3齿轮传动　　4联轴器　5.滚筒6.传送带

图1.1带式输送机传动系统示意图

2.传动方案分析

合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。

任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。

本传动装置传动比不大，采用v带传动和圆柱斜齿轮二级减速器传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。

在带传动与带式运输机之间布置一台二级斜齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。

3原动件的选择与传动比的分配

（1）电动机类型的选择

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，它为卧式封闭结构，电源电压为380V。

（2）电动机容量的选择

根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：

P=

设：

η1-----V型带传动效率取0.95

η2-----圆柱齿轮传动效率取0.99

η3-----滚动轴承的效率取0.97

η4-----联轴器的效率取0.99

η5-----运输机滚筒传动效率取0.96

估算传动比总效率为：

η=0.95*0.99*0.97*0.99*0.97*0.99*0.99*0.99*0.96=0.8160

电动机所需功率为Pd=Pw/h=2.16/0.8160=2.65kw

依据表12-1[2]选取电动机额定功率应取Pe=3kw

（3）电动机转速的选择

根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nw==60000*0.48/3.14*350=26.21KW

初选同步转速为1500（r/min）和1000（r/min）的电动机，由表12-1可知，对应于额定功率为Pe=3的电动机的型号分别为Y100L2-4和Y132S-6。

现将Y100L2-4和Y132S-6型电动机的有关技术数据及相应算得的总传动比列于表1。

方案号

电动机型号

额定功率/kw

同步转速/（r/min）

满载转速/（r/min）

总转动比i

外伸轴径D/mm

轴外伸长度E/mm

一

Y100L2-4

3.0

1500

1420

54.18

28

60

二

Y132S-6

1000

960

36.63

38

80

通过对上述两种方案进行比较可以看出：

方案一选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为54.18，这对三级减速传动而言不算大，故选用方案一较为合理。

初步确定原动机的型号为Y132S-4，额定功率为Pe=3.0kw，满载转速为n0=1440转每分钟，由表1可知电动机中心高H=112mm，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。

由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：

i=nm/nw=1420/26.21=54.18

带传动的传动比：

i1=3

齿轮传动的总传动比：

i＝=18.06

为了便于两级圆柱斜齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS≦350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为

i12==4.845

低速级传动比

i34=i\i12=3.731

4.各轴动力与运动参数的计算

将各轴从高速级到低速级依次编号为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。

nⅠ=no/I1=1440/3=473.33r/min

nⅡ=nⅠ/I2=480/4.994=97.69r/min

nⅢ=n2/i3=20.163r/min

=2.16kw

=P0*η1=（5.5×

0.95）kw=2.5175kw

=pⅠ*（η2*η3）=（5.225×

0.97×

0.99）kw=2.492kw

=pⅡ*0.99*0.97=2.393kw

=9.55×

*p/n=9.55×

×

2.5175÷

473.33=N·

mm

2.492÷

97.69=N·

*p/n=9.55*106*2.393/20.163=N·

5.V带的设计

设计带式输送机传动系统中第一级用的普通V带传动。

电动机的功率P=2.2KW，普通异步电动机驱动，主动带轮转速n1=1430r/min，传动传动比i=3，每天工作8h,两班制。

（1）确定计算功率

查表得=1.2

==1.2x3=3.6KW

（2）选择V带型号

=3.6KW=1420/min查表知选A型V带

（3）确定小带轮直径，并验算带速V

1.初选小带轮直径

查表知，小带轮直径基准直径的推荐值为80~100mm

查表取=90mm

2.验算带速V

查表知，带速：

=6.6882m/s

V值在5~25m/s内，带速合适

3.计算大带轮直径

=270mm

（4）确定带长和中心距a

1.查表可知：

0.7（）≦a0≦2（）

252≦≦720mm

初取中心距a0=500mm

2.查表计算带所需要的基准长度

=1581.4mm

查表取=1600mm

3.由公式计算实际中心距a

≈509.1mm

（5）.验算小带轮上的包角

≈159.75°

≥120°

（6）.确定V带根数Z

1.计算单根V带的许用功率[]

经查表，由插值法可得：

=0.93＋（1.15-1.07）÷

（1660-1450）×

（1420-1200）=1.0532

=0.15＋（0.17-0.15）÷

（1450－1200）×

（1420-1200）=0.1676

=0.93＋（0.95－0.93）÷

（160°

－155°

）×

（159.75°

）=0.987

查表知，=0.99

[]=（＋）=1.192880304

2.计算V带的根数

V带的根数：

Z==3.3/1.192880304=2.766

取整，Z=3

（7）计算单根V带的初拉力F0

查表得Z型带的单位长度质量q=0.1（kg/m）,得单根V带的初拉力为：

=500*3.3/（3*6.6882）*（2.5/0.987-1）+0.1*0.6882²

≈131N

（8）计算V带对轴的压力Q

=2*3*131*sin159.75/2=N

6.标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算

6.1第一对齿轮的设计

带式输送机在常温下连续工作，单向运转，空载启动，工作时载荷有轻微冲击；

输送带工作速度v的允许误差为±

5%；

二班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2~3年，中批量生产；

三相交流电源的电压为380/220V，电动机的额定功率为2.5175KW，高速齿轮，传动比为4.845，转速为473.33r/min

1.选择齿轮材料、热处理方法，精度，等级及齿数

（1）选择齿轮材料与热处理。

根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。

查表7-1取小齿轮材料为40Cr钢，调至处理，硬度HBS1=260；

大齿轮材料为45钢，调至处理，硬度HBS2=230；

两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿轮传动的设计要求。

（2）选择齿轮的精度。

此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表7-7，初定为8级精度。

（3）初选齿数。

取齿数=24，=u*24=24*4.845=117

2.确定材料的许用应力

（1）确定接触疲劳极限,由图7-18（a）差MQ线得

=720Mpa=580Mpa

（2）确定寿命系数ZN

小齿轮循环次数=60*473.33*1*（2*8*300*8）≈

大齿轮循环次数=/4.845=225008198

由图7-19查得==1

（3）确定尺寸系数,由图7-20取==1

（4）确定安全系数，由表7-8取=1.05。

（5）计算许用接触应力[]，按式（7-20）计算，得

[]=≈686Mpa

[]=≈552Mpa

3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计

齿面接触强度按式（7-25）计算，其式为

确定上式中的各计算数值如下。

（1）确定螺旋角b=15°

，并试选载荷系数=1.3.

（2）计算小齿轮传递的转矩

==9.55*1000000*2.5175/473.33=50794N.MM

（3）确定齿宽系数，由表7-6选取齿宽系数=1.2m/s

（4）确定材料弹性影响系数ZE，由表7-5查得=189.8

（5）确定节点区域系数ZH，由图7-14得=2.43

（6）确定重合度系数，

由式（7-27）可得端面重合度为

==1.581

轴面重合度==1.63

因>

1，由式（7-26）得重合度系数==0.795

（7）确定螺旋角系数==0.98

试算所需小齿轮直径=43.86

4.确定实际载荷系数K与修正系数所计算的分度圆直径

（1）确定使用系数KA，按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2取KA=1

（2）确定动载系数KV

计算圆周速度=1.08m/s

故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-8得=1.11

（3）确定齿间载荷分配系数Kа.

齿宽初定 

=35.088mm

计算单位宽度载荷值为=71.48N/mm＜100N/mm

查表7-3取=1.4

（4）确定齿向载荷分布系数,由表7-4得

=1.15+0.18+3.1*0.108=1.32

（5）计算载荷系数K==1*1.4*1.1*1.32=2.0328

按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（7-12）得

==54.85

（7）计算模数m==54.85/24=2.286.齿跟弯曲疲劳强度计算

（1）由式（7-18）得弯曲强度的设计公式为

确定上式中的各计算数值如下

（1）由图7-21（a）取=300MPa=220MPa

（2）由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数

（3）由表7-8查得弯曲疲劳安全系数=1.25

（4）由表7-23得尺寸系数=1

（5）由式（7-22）得许用应力

=480MPa

=325MPa

（6）确定计算载荷K

初步确定齿高h=2.25m=2.25*2.286=5.14b/h=0.8*54.845/5.14=8.54

查图7-12得=1.23 

计算载荷K==1*1.12*1.1*1.23=1.52

（7）确定齿形系数

当量齿数为=26.6 

=129.82

由图7-16查得=2.6 

=2.22

（8）由图7-17查得应力校正系数=1.59,=1.76

（9）计算大小齿轮的值

=2.6*1.59/480=0.0086

=2.22*1.76/352=0.0112

大齿轮的数值大

（10）求重合度系数Yε

端面压力角=arctan（tan20/cos15）=20.647

基圆螺旋角的余弦值为

=cos15cos20/cos20.647=0.97

当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得

==1.581/0.97²

=1.680

按式（7-30）计算=0.25+0.75/εan=0.25+0.75/1.680=0.696

（11）由图7-25得螺旋角影响系数=0.86

（12）将上式各值代入公式计算得：

=1.62mm

由于齿轮的模数Mn的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算的6.29按国际圆整为Mn=2,并根据接触强度计算出的分度圆直径=50.54，协调相关参数与尺寸为

=50.54*cos15/2=24.41

==4.845*24.41=118.26

这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳

6.齿轮几何尺寸里计算

（1）中心距=（25+119）*2/（2*cos15）=149.07mm

把中心距圆整成150mm

（2）修正螺旋角

=16.260

螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正

（3）分度圆直径

=25*2/cos16.260=52.08

=119*2/cos16.260=247.92

（4）确定齿宽。

b==0.8*52.08=41.67mm取=42mm=50mm

6.2第二对齿轮的设计

取齿数=24，=u*24=24*3.73=90

小齿轮循环次数=60*97.69*1*（2*8*300*8）≈22507776

大齿轮循环次数=/3.73=6034256

（4）确定安全系数SH，由表7-8=1.05。

（5）计算许用接触应力[δH]，按式（7-20）计算，得

，并试选载荷系数Kt=1.3.

==9.55*1000000*2.4176/97.69=236340N.MM

（3）确定齿宽系数φd，由表7-6选取齿宽系数=0.8

（4）确定材料弹性影响系数ZE，由表7-5查得=189.8MPa½

（6）确定重合度系数Zε

==1.626

1，由式（7-26）得重合度系数==√（1/1.626）=0.784

（7）确定螺旋角系数==0.98

试算所需小齿轮直径=73.78

计算圆周速度=0.377m/s

=59.024mm

计算单位宽度载荷值为=88.98N/mm＜100N/mm（d1取85MM）

=1.15+0.18+3.1*0.108

=1.15+0.18*0.8²

+3.1*0.0001*36.8+0.108*0.8*0.8*0.8*0.8=1.32

==91.69

（7）计算模数m=d1/z1=91.69/24=3.82.齿跟弯曲疲劳强度计算

初步确定齿高h=2.25m=2.25*3.82=8.595b/h=0.8*50.54/4.7475=8.53

查图7-22得=1.23 

=99.94

（8）由图7-17查得应力校正系数=1.59=1.76

==1.626/0.97²

=1.728

按式（7-30）计算=0.25+0.75/εan=0.25+0.75/1.728=0.684

（11）由图7-25得螺旋角影响系数=0.87

=2.13mm

由于齿轮的模数Mn的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算的6.29按国际圆整为Mn=2.5,并根据接触强度计算出的分度圆直径d1=91.69，协调相关参数与尺寸为

=91.69*cos15/3=29.52

==3.73*29.52=109.951

（1）中心距=（30+110）*2/（2*cos15）=180.83mm

把中心距圆整成181mm

=15.571

=30*2/cos15.571=91.70

=110*2/cos15.571=342.93

（4）确定齿宽。

b==0.8*63=73.6mm取==74mm=80mm

7，轴的计算

7.1合理选择轴的材料和热处理方法，确定许用应力。

轴的材料选最常用的45调制钢。

许用弯曲应力为180

7.2轴的结构设计

齿轮上的力

1.初步确定轴的最小直径

按弯扭强度计算：

最小直径：

=97×

式中：

C——由许用扭转剪应力确定的系数。

由参考文献[1]表12-3中查得C值，40Cr为106~97考虑扭矩大于弯矩，取小值C=97。

P——轴传递的功率（单位kW）。

n——轴的转速。

应当注意， 对于直径的轴，并且有一个键槽，故轴径需增大。

所以最终轴的最小直径为20mm

2.拟定轴上零件的装配方案

按轴向定位要求确定轴的各段直径

（1）考虑到连接带轮，取带轮处的轴径

（2）取轴承处的直径为（初选轴承为7205AC）

（3）齿轮安装轴段的直径

（4）需要有定位轴肩的轴身

（5）轴承

按轴向定位要求确定轴的各段长度

至此已经设计出轴的长度和各段直径。

3.轴上键校核设计

连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得：

，取。

需满足：

其中由轴的直径30mm，可取键的尺寸b×

h=10×

8mm。

则: