带式输送机传动装置设计说明书同名9309doc.docx

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带式输送机传动装置的设计

孙志会

金陵科技学院机电工程学院

10级机械设计制造及其自动化1班

前言

机械课程设计是培养学生机械设计能力的技术基础课。

机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其基本目的是：

1）通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想；

2）学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力；

3）通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。

在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上要求，但是由目前发展趋势应尽量采取计算机绘图。

2012年12月

3传动零件的设计计算7

3.1箱外传动零件设计7

3.2箱体内传动零件的设计9

4减速器轴及轴承装置的设计13

4.1轴的设计13

4.2轴承的设计18

5键连接设计19

5.1键的选择及校核19

6联轴器的设计20

6.1联轴器的选择20

7减速器附件选择及简要说明20

7.1列表说明21

8减速器的润滑、密封简要说明21

8.1润滑方式21

8.2润滑油牌号及用量21

8.3密封形式21

9箱体结构设计22

9.1箱体主要结构尺寸的计算22

10总结23

参考文献24

1设计任务书

1.1课题题目

带式输送机传动装置的设计

1.2主要技术参数说明

参数

数据

输送带工作拉力F/N

2000

输送带工作速度v/（m/s）

1.8

滚筒直径D/mm

450

每日工作时数T/h

传动工作年限/年

1.3传动系统方案的选择

图1带式输送机传动系统简图

1.4机械设计课程设计任务

1.减速器装配图一张；

2.零件工作图2张（传动零件和轴选一张，箱体和箱盖选一张等）；

3.设计计算说明书一份。

2传动装置的总体设计

2.1电动机的选择

2.1.1电动机类型的选择

Y系列三相异步电动机

2.1.2电动机功率的确定

工作机效率

传动装置各部分的效率，查表9.4

8级精度齿轮传动效率

=0.97

十字滑块联轴器传动效率

=0.98

V带传动效率

带=0.96

球轴承传动效率

=0.99（一对）

球轴承传动效率

=0.99（一对）

滚筒轴承传动效率

=0.99（一对）

滚筒传动效率

滚筒=0.96

带·

滚筒

=0.96x0.99x0.97x0.992x0.98x0.96=0.85

工作机所需输入功率

Pw=FV/1000

=2000x1.8/1000

=3.6kW

电动机功率

Pd=Pw/

=3.6/0.85=4.24kW

2.1.3确定电动机转速

滚筒轴的工作转速为

nw=60x1000V/πd=60x1000x1.8/3.14x450

=76.43r/min

查表9.3按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1’=2~4，单级齿轮传动比i2’=3~5，则合理总传动比的范围i’=6~20，故电动机转速的可选范围为

nd’=i’·nw=（6~20）x76.43=458.58~1528.60r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，在根据计算出的功率，由附表2.1查出有三种适用的电机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。

方案

电动机型号

额定功率

电动机转速/（r/min）

传动装置的总传动比

Pe/kW

同步转速

满载转速

Y160M2-8

5.5

750

720

9.42

Y132M2-6

5.5

1000

960

12.56

Y132S-4

5.5

1500

1440

18.84

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案，选择方案2比较适合。

因此选定电动机的型号为Y132M2-6，所选电动机的额定功率Pe=5.5kW，满载转速nm=960r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。

2.2总传动比的计算和分配各级传动比

（1）计算总传动比i

i=nm/nw=960/76.43=12.56

（2）分配传动装置的传动比

i=i带·i齿

式中i带、i齿——分别为带传动和齿轮传动的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，，取i带=2.5

i齿=i/i带=12.56/2.5=5.02

2.3传动装置的运动和动力参数计算

（1）各轴转速

nI=nm/i带=960/2.5=384r/min

nII=nI/i齿=384/5.02=76.49r/min

II轴即为工作机构的滚筒轴，nII=nw

（2）各轴的输入功率

带=4.24

0.96=4.07kW

=4.07

0.99

0.97=3.91kW

滚筒轴输入功率为

Pw=p2

滚筒=3.91

0.99

0.96=3.72kW

（3）各轴转矩

I轴

T1=9550

p1/nI=9550

4.07/384=101.22N·m

II轴

T2=9550

p2/nII=9550

3.91/76.49=488.17N·m

滚筒轴

Tw=9550

Pw/nw=9550

3.72/76.49=464.45N·m

=0.97

=0.98

带=0.96

=0.99

滚=0.96

=0.85

Pd=4.24kW

nw=76.43r/min

方案2

Y132M2-6

Pe=5.5kW

nm=960r/min

i=12.56

i齿=5.02

nI=384r/min

nII=76.49r/min

p1=4.07kW

p2=3.91kW

Pw=3.72kW

T1=101.22N·m

T2=488.17N·m

Tw=464.45N·m

传动装置的数据参数

轴号

功率P/kW

转矩T/N·m

转速n/（r/min）

传动比

效率

电动机轴

4.24

42.18

960

2.50

5.02

1.00

0.96

0.95

4.07

101.22

384

3.91

488.17

76.49

滚筒轴III

3.72

464.45

76.49

3传动零件的设计计算

3.1箱外传动零件设计

3.1.1带传动（参考《机械设计基础》第二版P152）

（1）确定计算功率PC

由表9.21查的KA=1.4（工作情况系数）

PC=KAPd=1.4x4.24=5.94kW

（2）选取普通V带型号

根据PC=5.94kWn1=960r/min，由图9.13选用A型普通V带。

（3）确定带轮基准直径

根据表9.6和图9.13选取，且dd1=140mm>dmin=75mm

大带轮基准直径为

dd2=（n1/n2）dd1=（960/384）x140=350mm

按表9.3选取标准直径dd2=355mm

则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为

i=dd2/dd1=355/140=2.54

n2’=n1/i=960/2.54=377r/min

从动轮的转速相对误差率为

（377-384）/384x100%=-1.8%

（4）验算带速v

v=πdd1n1/60x1000=3.14x140x960/60x1000=7.03m/s

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a0=1000

Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0

=[2x1000+3.14x（140=350）/2+

（350-140）2/4x1000=2780.325mm

由表9.4选取基准长度Ld=2800mm

实际中心距a为

a=a0+（Ld-Ld0）/2=1000+（2800-2780.325）/2

=1010mm

中心距a的变动范围为

amin=a-0.015Ld=（1010-0.015x2800）mm=968mm

amax=a+0.03Ld=（1010+0.03x2800）mm=1094mm

（6）校验小带轮包角α1

α1=180。

-（dd2-dd1）/ax57.3。

=180。

-（350-140）/1010x57.3。

=168.1。

>120。

合格

（7）确定V带根数z

z>=Pc/（P0+ΔP0）KαKL

根据dd1=140mmn1=960r/min,查表9.9，用内插法得P0=1.64kW

ΔP0=Kαn1（1-1/ki）

由表9.18查得Ka=1.0275x10-3

根据传动比i=2.54，查表9.19得Ki=1.1373，则

ΔP0=[1.0275x10-3x960（1-1/1.1373）]kW=0.12kW

由表9.4查得带长度修正系数KL=1.11，由图9.12查得包角系数Kα=0.98，得普通V带根数

z=5.94/（1.64+0.12）x0.98x1.11=3.10

取整得z=4根。

（8）求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ

由表9.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，则单根V带的初拉力为

F0=（1000Pc/2zv）x（2.5/Kα-1）+qv2

=[1000x5.94/（2x4x7.03）（2.5/0.98-1）]+0.1x（7.03）2

=168.76N

作用在轴上的压力为

FQ=2F0zsin（α1/2）

=2x168.76x4xsin（168.1。

/2）=1342.8N

（9）设计结果

选用4根A-2800GB/T11544-1997V带，中心距a=1010mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=350mm，轴上压力FQ=1342.8N

带轮主要参数

小轮直径dd1

大轮直径dd2

中心距a

基准长度Ld

带根数z

140mm

355mm

1010mm

2800mm

3.2箱体内传动零件的设计

3.2.1齿轮传动的设计计算（参考《机械设计基础》第二版P235）

（1）选择齿轮材料精度等级

小齿轮选用45号钢，调质处理，HBS＝220~250

大齿轮选用45号钢，正火处理，HBS＝170~210

因为是普通减速器，由表11.20选8级精度，要求齿面粗糙度Ra<=3.2~6.3um

（2）确定设计准则

由于减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度HBS小于350的软齿面，齿面点蚀为主要的失效形式。

应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。

（3）按齿面接触疲劳强度设计

两齿轮均为钢质齿轮

d1>=76.43KT1（u+1）/（Ψdu[σH]2）

确定有关参数与系数

1）转矩T1

T1=9.55x106xP1/n1=9.55x106x4.07/384=1.01x105N·mm

2）载荷系数K

查表11.10取K=1.1

3）齿数z1和齿宽系数Ψd

取小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=iz1=5.02x24=120.48

圆整z2=121

实际齿数比为u’=z2/z1=121/24=5.04

齿数误差为│u-u’│/u=│5.02-5.04│/5.02=0.4%

因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由表11.19选取Ψd=1

4）许用接触应力[σH]

由图11.25查得

σHlim1=560MPa,σHlim2=530MPa

由表11.9查得SH=1

N1=60njLh=60x384x1x（5x24x365）=1.01x109

N2=N1/i=1.01x109/5.04=2.0x108

由图11.28得ZN1=1,ZN2=1.04

[σH]1=ZN1σHlim1/SH=1x560/1=560MPa

[σH]2=ZN2σHlim2/SH=1.04x530/1=551MPa

故

d1>=76.43KT1（u+1）/（Ψdu[σH]2）=76.43x1.1x1.01x105x（5.04+1）/（1x5.04x5512）=58.07mm

m=d1/z1=58.07/24=2.42mm

由表11.3取标准模数m=2.5mm

（4）主要尺寸计算

d1=mz1=2.5x24=60mm

d2=mz2=2.5x121=302.5mm

b=Ψdd1=1x60=60mm

取b2=60mm

b1=b2+5=65mm

a=1/2m（z1+z2）=1/2x2.5（24+121）=181.25mm

（5）按齿根弯曲疲劳强度校核

如果σF<[σF]，则校核合格。

确定有关系数与参数：

1）齿形系数YF

查表11.12得YF1=2.68，YF2=2.18

2）应力修正系数Ys

查表11.13得Ys1=1.59，Ys2=1.80

3）许用弯曲应力[σF]

由图11.26查得

σFlim1=210MPa

σFlim2=190MPa

由表11.9查得SF=1.3

由图11.27查得YN1=YN2=1

[σF]1=YN1σFlim1/SF=1x210/1.3=162MPa

[σF]2=YN2σFlim2/SF=1x190/1.3=146MPa

故σF1=2KT1YFYs/bm2z1

=2.68x1.59x2x1.1x1.01x105/（60x2.52x24）

=105.2MPa<[σF]1

σF2=σF1YF2Ys2/YF1Ys1

=105.2x2.18x1.8/（2.68x1.59）

=96.88MPa<[σF]2

齿根弯曲强度校核合格。

（6）验算齿轮的圆周速度

V=πd1n1/60x1000=3.14x60x384/60x1000=1.21m/s

由表11.21可知，选八级精度是合适的。

（7）几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图

小齿轮da1=d1+2ha=160+2x1x2.5=65mm

df1=d1-2hf=160-2x1.25x2.5=53.75mm

大齿轮da2=d2+2ha=302.5+2x1x2.5=307.5mm

df2=d2-2hf=302.5-2x1.25x2.5=296.25mm

PC=5.94kW

dd2=350mm

i=2.54

n2’=377r/min

v=7.03m/s

Ld=2800mm

a=1010mm

α1=168.1。

P0=1.64kW

Ka=1.0275x10-3

Ki=1.1373

ΔP0=0.12kW

KL=1.11

Kα=0.98

z=4

q=0.17kg/m

F0=168.76N

FQ=1342.8N

T1=1.01x105N·mm

K=1.1

z1=24

z2=121

Ψd=1

σHlim1=530MPa

N1=1.01x109

N2=2.0x108

ZN1=1

ZN2=1.04

[σH]1=560MPa

[σH]2=551MPa

m=2.5mm

d1=60mm

d2=302.5mm

b1=65mm

b2=60mm

a=181.25mm

σFlim1=210MPa

σFlim2=190MPa

[σF]1=162MPa

[σF]2=146MPa

σF1=105.2MPa<[σF]1

σF2=96.88MPa<[σF]2

V=1.21m/s

da1==65mm

df1=53.75mm

da2=307.5mm

df2=296.25mm

齿轮数据参数

类型

模数

中心距

材料

齿数z

齿宽b

分度圆直径d

齿顶圆直径da

齿根圆直径df

小齿轮

直齿圆柱齿轮

2.5mm

181.25mm

65mm

60mm

65mm

53.75mm

大齿轮

121

60mm

302.5mm

307.5mm

296.25mm

4减速器轴及轴承装置的设计

4.1轴的设计（参考《机械设计基础》第二版P320）

4.1.1选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件可知此减速器传递的功率属中、小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，HBS=220~250。

由表16.1查得强度极限σB=637MPa，再由表16.3得许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa。

4.1.2估算轴径（最小直径）

根据表16.2得C=118~107,取C=115。

按扭转强度估算轴的直径

主动轴d1>=CP/n=115x4.07/384=25.3mm

考虑带轮与轴通过键连接，轴应该增加5%。

d1=25.3x1.05=26.5mm

取d1=30mm（轴外伸端最小直径）

从动轴D1>=CP/n=115x3.91/76.49=42.7mm

考虑带轮与轴通过键连接，轴应该增加5%。

D1=42.7x1.05=44.8mm

取D1=45mm

4.1.3轴的结构设计

1.轴的结构形状

根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。

根据采用的装配方案，齿轮等零件从右端依次装入。

2.确定各轴段的直径与长度

主动轴

（1）直径

轴段（外伸端）与大带轮连接，直径最小，d1=30mm

考虑到要对安装在轴段1上的带轮进行定位，轴段2上应有轴肩，同时能顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径标准，故取轴段2的直径d2=35mm；用相同的方法确定轴段3、4的直径d3=40，d4=50，为了便于拆卸左轴承，查6209型滚动轴承的安装高度，取d4’=42mm，d5=40mm.

（2）长度

1）大带轮宽B=（z-1）e+2f=52mm，故取轴段1长L1=60mm，上面有键槽，查表8.1得，键长l1=52mm，宽b1=8mm，高h1=7mm。

2）根据箱体结构及轴承盖的装拆的要求，取L2=70mm。

3）小齿轮要装在轴段3上，其宽度b=65mm，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取L3=63mm，上面有键槽，查表8.1得，键长l3=58mm，宽b3=12，高h3=8mm。

4）为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定距离，取为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为18mm）,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为5mm，所以轴段4的长度取L4=20mm，轴承支点距离l=118mm。

5）轴段5为滚动轴承的定位轴肩，取L5=10mm。

（3）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸（详见装配图和零件图）。

从动轴

（1）直径

轴段（外伸端），直径最小，D1=45mm。

根据箱体结构，取轴段2的直径D2=50mm。

考虑到轴段3上应有套筒，同时能顺利地在轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径标准，故取D3=55。

轴段4需要安装大齿轮，根据要求取D4=60，为了便于拆卸左轴承，查轴承型号的安装高度，取D5=65mm，D6=D3=55mm。

（2）长度

1）取轴段1长L1=75mm，上面有键槽，查表8.1得，键槽长l1=70mm，宽b1=14mm，高h1=9mm。

2）根据箱体结构及轴承盖的装拆的要求，取L2=75mm。

3）根据箱体结构及轴承盖的装拆的要求，取L3=70mm。

4）大齿轮要装在轴段4上，其宽度b=60mm，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度，L4=58mm，上面有键槽，查表8.1得，键长l4=52mm，宽b4=18，高h4=11mm。

5）轴段5为滚动轴承的定位轴肩，取L5=10mm，轴承支点距离l=202mm。

6）轴段6安装轴承取L6=20mm

（3）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸（详见装配图和零件图）。

4.1.4按弯扭合成强度校核轴径

1.求齿轮上作用力

小齿轮分度圆直径d1=60mm

作用于小齿轮转矩T1=1.01x105N·mm

圆周力Ft=2T1/d1=2x1.01x105/60=3366.7N

径向力Fr=Fttan20。

=1225.4N

由于为直齿轮，轴向力Fa=0

2.坐水平面内的弯矩图，轴上支点反力为

FHA=FHB=Ft/2=3366.7/2=1683.35N

I-I截面弯矩

MH=1683.35x118/2=99318N·mm

3.作垂直面内的弯矩图，支点反力为

FVA=Fr/2-Fad/2l=1225.4/2-0=612.7N

FVB=Fr-FVA=612.7N

截面左侧弯矩为

MV1左=-FVA·l/2=612.7x118/2=-36149.3N·mm

截面右侧弯矩为

MV1右=FVA·l/2=36149.3N·mm

4.作合成弯矩图

M=M2H+M2V

截面

M1左=M1右M2V1左+M2H1=1.06x105N·mm

5.作转矩图

T=9.55x106xP/n=9.55x106x4.07/384=1.01x105N·mm

6.求当量转矩

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α=0.6。

I-I截面

Me1=M21右+（αT）2=1.25x105N·mm

II-II截面

Me2=M22+（αT）2=7.9x104N·mm

7.确定危险截面及校核强度

由图可知，截面I-I、II-II所受转矩相同，但弯矩Me1>Me2，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。

但由于轴径d3>d2，故也应对截面II-II进行校核。

I-I截面

σe1=Me1/W=Me1/0.1d33=1.25x105/（0.1x403）=18.75MPa

σe2=Me2/W=Me2/0.1d32=7.9x104/（0.1x353）=18.43MPa

查表16.3得[σ-1b]=60MPa，满足σe<[σ-1b]的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。

8.弯矩图如下所示

4.1.5主动轴各段尺寸数据数据

d4’

118

从动轴各段尺寸数据

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