带式输送机传动装置课程设计论文.docx

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带式输送机传动装置课程设计论文

理工大学

机械设计基础课程设计

设计题目：

带式输送机传动装置

一设计目的……………………………………………………

二设计题目……………………………………………………

三传动装置简图………………………………………………

四原始数据……………………………………………………

五技术条件……………………………………………………

六设计计算步骤………………………………………………

1.选择电动机…………………………………………

2.分配各级传动比……………………………………

3.计算各轴的N，P，T………………………………

4.V带传动的计算……………………………………

5.齿轮传动的设计和计算……………………………

6.验算系统速度误差…………………………………

7.轴的设计和计算……………………………………

8.滚动轴承的选择和计算……………………………

9.键连接的选择和计算………………………………

10.联轴器的选择和计算……………………………

11.润滑方式的选择和计算…………………………

12.减速器的密封……………………………………

七设计总结……………………………………………………

八参考资料……………………………………………………

一设计目的：

1综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际问题的能力。

2、学习简单机械传动装置的设计原理和过程。

3、进行机械设计基本技能训练。

（设计计算、绘图、使用技术资料）。

二设计题目：

带式输送机传动装置

三传动装置简图

四原始数据

已知

Ⅱ

输送带拉力F（N）

输送带速度v（m/s）

卷筒直径D（mm）

五技术条件

1、工作有轻微振动，空载起动，工作时经常满载，单向运转。

2、单班制工作，减速器使用寿命为5年，小批量生产。

3、输送带速度误差为±5%。

4、起动载荷/名义载荷为1.5倍。

项目

设计计算及说明

计算结果

1.选择电动机

电动机转速

选定电动机

2.分配各级传动比

电动机功率计算P

工作机效率Pw=FV/1000=/1000=kw

查手册：

卷筒轴承效率：

η卷筒轴承=

卷筒效率：

η卷筒=

低速级联轴器效率：

η联轴器=

Ⅲ轴轴承效率：

η轴承=

低速级齿轮啮和效率：

η齿轮=

Ⅱ轴轴承效率：

η轴承=

高速级齿轮啮和效率：

η齿轮=

Ⅰ轴轴承效率：

η轴承=

带传动效率：

η带=

传动装置的总效率:

η总=η卷筒轴承*η卷筒*……*η带=

（0.82~0.83）

电动机需要功率：

Pd=Pw/η总=1=kw

工作机转速nw=V*60*1000/πD=r/min

根据所需功率与转速选定电动机

型号：

数据如下：

同步转速n;r/min

满载转速nm;r/min

额定功率P;kw

轴的中心高;

电动机轴经;

最大转矩/额定转矩;

取电动机转速为满载转速nm=r/min

i总=nm/nw=

i带=

i减=i总/i带=

i总=i带*i减=i带*i高*i低

i高=1.3i低

i减=1.3i低

i高=i低=

Pw=

η总=

Pd=kw

nw=r/min

n=r/min

nm=r/min

P=kw

i高=

i低=

项目

设计计算及说明

计算结果

3.计算各轴的N，P，T

高速轴（I轴）

中间轴（II轴）

低速轴（III轴）

滚筒轴（IV轴）

电机轴（0轴）

输入功率:

P0=Pw/ŋ总=Pd=kw

转速:

n0=nm=r/min

输入扭矩:

T0=9550*P0/n0=9550*=Nm

高速轴（I轴）

输入功率:

PI入=P0ŋ带==kw

输出功率:

PI出=PI入ŋ轴承=kw

转速:

n1=n0/i带=r/min

输入扭矩:

TI入=9550*PI入/n1=Nm

输出扭矩:

TI出=TI入ŋ轴承=Nm

中间轴（II轴）

输入功率:

PII入=PI出ŋ齿轮=kw

输出功率:

PII出=PII入ŋ轴承=kw

转速:

n2=n1/i高=r/min

输入扭矩:

TII入=9550*PII入/n2=Nm

输出扭矩:

TII出=TII入ŋ轴承=Nm

低速轴（III轴）

输入功率:

PIII入=PII出ŋ齿轮=kw

输出功率:

PIII出=PIII入ŋ轴承=kw

转速:

n3=n2/i低=r/min

输入扭矩:

TIII入=9550*PIII入/n3=9550*Nm

输出扭矩:

TIII出=TIII入ŋ轴承=Nm

滚筒轴（IV轴）

输入功率:

PIV入=PIII出ŋ联轴器=kw

输出功率:

PIV出=PIV入ŋ轴承kw

转速:

n4=n3=r/min

输入扭矩:

TIV入=9550*PIV入/n4=Nm

输出扭矩:

TIV出=TIV入ŋ轴承=Nm

将以上数据整理后列入下表

P0=kw

n0=r/min

T0=Nm

PI入=kw

PI出=kw

n1=r/min

TI入=Nm

TI出=Nm

PII入=kw

PII出=kw

n2=r/min

TII入=Nm

TII出=Nm

PIII入=kw

PIII出=kw

n3=r/min

TIII入=Nm

TIII出=Nm

PIV入=kw

PIV出=kw

n4=r/min

TIV入=Nm

TIV出=Nm

项目

设计计算及说明

计算结果

4.V带传动的计算

计算功率Pc

选带型号

验算带速

求Ld和中心距a

轴号

功率

Pkw

扭矩

TNm

转速nr/min

传动比

电动机轴

I轴

i12=5

I23=3

I34=1

II轴

III轴

IV轴

主动轮的转速n0=nm=r/min

从动轮的转速n1=r/min

传递的功率Pd=kw

根据工作条件单班制工作每天工作8小时

查表13-8得KA=1.1

Pc=KA*Pd=kw

根据Pc=kwn0=r/min

查图13-15选型带

查表13-9d1=,取d1=mm取ε=0.01

d2=n1d1（1-ε）/n2=mm

查表13-9取d2=mm

V=πd1n1/60*1000=m/s

带速在5~25m/s范围内，合适

初选中心距

a0=1.5（d1+d2）=）=mm

取a0=mm符合0.7*（d1+d2）

L0=2a0+π/2（d1+d2）+（d1-d2）²/4a0

=mm

查表13-2取Ld=mmKl=

实际中心距

a=a0+（Ld－L0）/2=（mm

a=mm

Pc=kw

d1=mm

d2=mm

V=m/s

Ld=mm

a=mm

项目

设计计算及说明

计算结果

验算小带轮的包角α

求带根数

求作用在轴上的压力

5.齿轮传动的设计和计算

（1）高速级齿轮传动的设计计算

确定许用应力

验算小带轮的包角α

α1≈180°－57.3°（d2－d1）/a=≥120°合适

求带的根数z

n0=r/min

d1=mm

查表13-3P0=kw

传动比i=d2/d1（1-ε）=

查表13-5得∆Po=kw

α1=°

查表13-7Kα=

查表13-2KL=

求带根数

Z=Pc/（Po+∆Po）KαKL=

Z取5根

求作用在带轮上的压力

查表13-1得q=kg/m

Fo=500*Pc（2.5/Kα-1）/zv+qv2

作用在轴上的压力

FQ=2zFosinα1=N

已知：

TI出=Nm

n1=r/mini高=

选材：

小齿轮用40MnB调质，大齿轮用45钢调质

精度等级：

8级

齿宽系数：

φd=0.8

初选β=15°

按闭式软齿面传动设计计算

查表11-5取SH=1.0SF=1.25

小齿轮

σHim=MPaσFE=Pa

大齿轮

σHim=MPaσFE=Pa

[σH1]=σHim/SH=MPa

[σF1]=σF1/SH=MPa

[σH2]=σHim/SH=MPa

[σF2]=σF2/SH=MPa

α1=°

FQ=N

[σH1]=MPa

[σF1]=MPa

[σH2]=MPa

[σF2]=MPa

项目

设计计算及说明

计算结果

按齿面接触强度设计

验算齿轮的弯曲强度

齿轮圆周速度

查表得ZE=u=ZH=

K=1.1Zβ=√cosβ=0.983φd=0.8

初算小齿轮直径

=30.02mm

初估小齿轮齿数取Z1=25Z2=i*Z1=

i实=

误差=i实-i/i=%<5%

端面模数mt=d1/Z1==

法面模数mn=mtcosβ=1.198取1.5

中心距a=mn（Z1+Z2）/2cosβ=118.8a取120

确定β=arccos[mn（Z1+Z2）/2a]==°′″

分度圆直径d1=mnZ1/cosβ=1.5x25/0.9563=mm

d2=mnZ2/cosβ=1.5x128/0.9563=200.77mm

b=φdxd1==b2=b1=

计算齿形系数

Zv1=Z1/cos²β=

Zv2=Z2/cos²β

查图11-811-9

Ysa1=YFa2=

σF1=2KTYsa1YFa1/b1m²Z1=<[σF1]

σF2=2KTYsa2YFa2/b2m²Z2=<[σF2]

校核结果安全

齿轮圆周速度

V=πd1n1/60x1000=m/s

ZE=

K=1ZH=

Zβ=0.983φd=0.8

d1=mm

Z2=

i实=

mt=

mn=

a=mm

β=°′″

d1=mm

d2=mm

b1=

b2=

Zv1=

Zv2

Ysa1=YFa2=

校核结果安全

项目

设计计算及说明

计算结果

高速级主要尺寸参数

（二）低速级齿轮传动的设计计算

确定许用应力

按齿面接触强度设计

高速级主要尺寸参数

d1=mmd2=mm

ha=mn=mm

hf=1.25mn=mm

h=ha+hf=mm

c=hf-ha=mm

da1=d1+2ha=mm

da2=d2+2ha=mm

df1=d1-2hf=mm

df2=d2-2hf=mm

已知：

T出=Nm

n1=r/mini低=

选材：

小齿轮用40MnB调质，大齿轮用45钢调质

精度等级：

8级

齿宽系数：

φd=0.8

初选β=15°

按闭式软齿面传动设计计算

查表11-5取SH=1.0SF=1.25

小齿轮

σHim=MPaσFE=Pa

大齿轮

σHim=MPaσFE=Pa

[σH1]=σHim/SH=MPa

[σF1]=σF1/SH=MPa

[σH2]=σHim/SH=MPa

[σF2]=σF2/SH=MPa

查表得ZE=188u=53.93ZH=K=1.1Zβ=√cosβ=0.983

初算小齿轮直径

=mm

ZE=188

K=1.1ZH=

Zβ=0.983φd=0.8

d1=mm

项目

设计计算及说明

计算结果

验算齿轮的弯曲强度

齿轮圆周速度

低速级主要尺寸参数

初估小齿轮齿数取Z3=Z4=i*Z1=

i实=118/30=3

误差=i实-i/i=%<5%

端面模数mt=d1/Z1=

法面模数mn=mtcosβ=mn取

中心距a=mn（Z3+Z4）/2cosβ=a取mm

确定β=arccos[mn（Z1+Z2）/2a]==°′″

分度圆直径d3=mnZ3/cosβ==mm

d4=mnZ4/cosβ=mm

b=φdxd3=b4=mmb3=mm

计算齿形系数

Zv1=Z1/cos²β=

Zv2=Z2/cos²β=

查图11-811-9

Ysa1=YFa2=

σF1=2KTYsa1YFa1/b1m²Z1=<[σF1]

σF2=2KTYsa2YFa2/b2m²Z2=<[σF2]

校核结果安全

齿轮圆周速度

V=πd1n1/60x1000=m/s

低速级主要尺寸系数

d3=mmd2=mm

ha=mn=mm

hf=1.25mn=mm

h=ha+hf=4mm

c=hf-ha=mm

da1=d1+2ha=mm

da2=d2+2ha=mm

df1=d1-2hf=mm

df2=d2-2hf=mm

Z3=Z4=

i实=

mt=

mn=

a=mm

β=°′″

d3=mm

d4=mm

b3=mm

b4=mm

Zv1

Zv2=

Ysa1=YFa2=

校核结果安全

V=m/s

项目

设计计算及说明

计算结果

检查浸油深度

6.验算系统速度误差

7轴的设计和计算

初估轴的最小最小直径

当高速级大齿轮浸油1个齿高时，低速级大齿轮浸油深度小于其分度圆半径的六分之一到三分之一

由于工作机的转速n4=n3=r/min

Vw=πn3D/60x1000=m/s

误差=V-Vw/V=0%<5%

所以系统速度误差合适

考虑到键槽对轴的削弱作用当该轴有一个键槽时，d值增大5%有两个键槽时d值增大8%

高速级I

dI≥mm

有一个键槽dI≥mm

取dI=mm

中间轴II

dII≥mm

有一个键槽dI≥（1+0.05）xmm

取dII=mm

系统速度误差合适

dI=mm

dII=mm

项目

设计计算及说明

计算结果

中间轴的结构设计

低速级III

dIII≥mm

有二个键槽dI≥（1+0.08）xmm

取dIII=mm

传递轴IV

dIV=mm

dIV取mm

初选轴承（使用深沟球轴承）轴承620d=mmD=mm

B=mm

轴的相关数据

轴全长L=

内壁厚l=

壁厚S=

箱体壁δ=

受力中心计算

L1=

L2=

L3=

L1+L2+L3=

dIII=mm

dIV=mm

δ=

L1=

L2=

L3=

项目

设计计算及说明

计算结果

中间轴的校核

确定齿轮旋向

计算齿轮2,3所受各力的大小

求轴承的支反力并画出弯矩图

水平面上支反力H

垂直面上支反力V

根据设计要求，中间轴上的齿轮2,3的轴向力应该相反，因此规定Fa2和Fa3相向，通过主动轮即高速轴的转向和轴向力方向，判断1轮为右旋，2轮为左旋，3轮为左旋，4为右旋

齿轮2所受各力的大小

TII入=d2=

取``αn=20°β=°′″

tan20°=0.3640

圆周力Ft2=2TII入/d2=

径向力Fr2=Ft2*tanαn/cosβ=

轴向力Fa2=Ft2*tanβ=

齿轮3所受各力的大小

TIII入=d3=

取``αn=20°β=°′″

tan20°=0.3640

圆周力Ft3=2TII入/d3=

径向力Fr3=Ft3*tanαn/cosβ=

轴向力Fa3=Ft3*tanβ=

轴的受力简图如a

水平面上的受力简图如b

对右侧支点取力矩为0

M右=0

R1H（L1+L2+L3）+Fr3（L2+L3）-Fr2L3-Fa3*d3/2-Fa2*d2/2=0

所以R1H=

R2H=Fr2-R1H-Fr3=

注结果所带负号表示力的方向与受力图所示的方向相反

垂直面上支反力V

垂直面受力图如图d

对右侧取力矩为0

M右=0

R1V（L1+L2+L3）+Ft3（L2+L3）-Ft2L3=0

R1V=

R2V=-R1V+Ft3+Ft2=

1，4轮为右旋，

2，3轮为左旋

Ft2=

Fr2=

Fa2=

Ft3=

Fr3=

Fa3=

R1H=

R2H=

R1V=

R2V=-

项目

设计计算及说明

计算结果

总支反力

求弯矩图

水平面内弯矩图

垂直面内弯矩图

合成弯矩

求当量弯矩Me

R1=√（R1H²+R1V²）=

R2=√（R2H²+R2V²）=

A左侧有

MAH左=R1H*L1=

A右侧有

MAH右=R1H*L1-Fa3*d2/2=

B右侧有

MBH右=R2H*L3=

B左侧有

MBH左=R2H*L+Fa2*d2/2=

水平面的弯矩图见图c

根据受力关系可知MAV左=MAV右=MAV

MBV左=MBV右=MBV

MAV=R1V*L1=

MBV=R2V*L3=

垂直面的弯矩图见图e

MA合左=√（MAH左²+MAV²）=

MA合右=√（MAH右²+MAV²）=

MB合右=√（MBH右²+MBV²）=

MB合左=√（MBH左²+MBV²）=

合成弯矩图见图f

根据中间轴的载荷特点，取系数α=0.6

扭矩T=TII=

扭矩合成得当量弯矩Me

MeA左=√（MA合左²+0）=

MeA右=√（MA合右²+αT）=

MeB左=√（MB合左²+αT）=

MeB右=√（MB合右²+0）=

当量弯矩图见图h，扭矩图见图g

R1=

R2=

MAH左=

MAH右=

MBH右=

MBH左=

MAV=

MBV=

MA合左=

MA合右=

MB合右=

MB合左=

MeA左=

MeA右=

MeB左=

MeB右=

项目

设计计算及说明

计算结果

计算危险截面处的直径

由当量弯矩图知轴的危险截面位于A处

轴的材料选用45钢调制处理

查手册知σB=[σ-16]=

Memax=

所以d≥

考虑到键槽的削弱作用

d≥（1+0.05）x=

已知初估轴为30mm,所以符合要求

d≥

所以合适

项目

设计计算及说明

计算结果

a中间轴的受力图

b水平面受力简图H

c水平面弯矩图MH

d垂直面受力简图V

e垂直面弯矩图MV

f合成弯矩图M合

g扭矩图T

h当量弯矩图Me

项目

设计计算及说明

计算结果

8.滚动轴承的选择和计算

选择轴承

轴承校核

根据设计要求的需要，轴承选用6类轴承，即深沟球轴承

I轴

根据带轮处的轴的直径为d=mm为轴的最小直径

选取I轴轴承为深沟球轴承62

轴承的相关数据为

d=D=B=

合成支反力

Fr1=R1=NFr2=R2=N

查手册知

Cor=Cr=

轴的轴向力FA

FA=Fa1=

Fa/Cor=

查手册知

e=X=Y=

FA/Fr1=

FA/Fr2=

求当量动载荷P

P1=XFr1+YFa1=

P=max{P1,P2}=

查手册取载荷系数fp=

温度系数ft=

根据选用深沟球轴承知ε=3

使用寿命Lh=5x365x8=14600h

nI=

寿命符合要求即选用62合适

I轴

620

Fr1=N

Fr2=N

FA=

e=X=Y=

Pmax=

Lh=

项目

设计计算及说明

计算结果

选择轴承

轴承校核

II轴

根据带轮处的轴的直径为d=mm为轴的最小直径

选取I轴轴承为深沟球轴承62

轴承的相关数据为

d=D=B=

合成支反力

Fr1=R1=NFr2=R2=N

查手册知

Cor=Cr=

轴的轴向力FA

FA=Fa3-Fa2=

Fa/Cor=

查手册知

e=X=Y=

FA/Fr1=

FA/Fr2=

求当量动载荷P

P1=XFr1+YFa1=

P=max{P1,P2}=

查手册取载荷系数fp=

温度系数ft=

根据选用深沟球轴承知ε=3

使用寿命Lh=5x365x8=14600h

nII=

寿命符合要求即选用62合适

I轴

620

Fr1=N

Fr2=N

FA=

e=X=Y=

Pmax=

Lh=

项目

设计计算及说明

计算结果

选择轴承

轴承校核

III轴

根据带轮处的轴的直径为d=mm为轴的最小直径

选取I轴轴承为深沟球轴承62

轴承的相关数据为

d=D=B=

合成支反力

Fr1=R1=NFr2=R2=N

查手册知

Cor=Cr=

轴的轴向力FA

FA=Fa4=

Fa/Cor=

查手册知

e=X=Y=

FA/Fr1=

FA/Fr2=

求当量动载荷P

P1=XFr1+YFa1=

P=max{P1,P2}=

查手册取载荷系数fp=

温度系数ft=

根据选用深沟球轴承知ε=3

使用寿命Lh=5x365x8=14600h

nII=

寿命符合要求即选用62合适

III轴

620

Fr1=N

Fr2=N

FA=

e=X=Y=

Pmax=

Lh=

项目

设计计算及说明

计算结果

9.键连接的选择和计算

键的选择

I轴

高速级小齿轮做成齿轮轴，I轴仅在轴与带轮配合处使用键

材料型号

dI=Ld=

查手册bxh=L=

II轴

高速级大齿轮与II轴配合处使用键，低速级小齿轮做成齿轮轴

材料型号

dI=Ld=

查手册bxh=L=

III轴

低速级大齿轮与III轴配合处，以及III轴与联轴器配合处均使用键

大齿轮处

材料型号

dI=Ld=

查手册bxh=L=

联轴器处

材料型号

dI=Ld=

查手册bxh=L=

键的强度校核

建的材料为

查手册得键连接挤压应力[σp]=

按挤压强度进行校核

I轴

TI入=bxh=L=

l=L-h=d=

σp=4*TI入/dhl=

σp<[σp]符合要求

II轴

TII入=bxh=L=

l=L-h=d=

σp=4*TI入/dhl=

σp<[σp]符合要求

bxh=L=

[σp]=

σp=

项目

设计计算及说明

计算结果

10.联轴器的选择和计算

11.润滑方式的选择和计算

III轴大齿轮处

TIII入=bxh=L=

l=L-h=d=

σp=4*TIII入/dhl=

p<[σp]符合要求

联轴器处

IV轴

TIV入=bxh=L=

l-L-h=d=

σp=4*TIV入/dhl=

σp<[σp]符合要求

根据工作条件选择弹性套筒销联轴器

根据设计要求，取KA=

输入扭矩T=TIII出=

许用扭矩Tc=KAT=

查手册初选联轴器为TL6

扭矩为即Tn=

Tn>Tc扭矩合适

TL6的许用转速np=

nIv=

np>nIv

转速合适

TL6联轴器合适

安装轴经d=

轴长L=

I轴dI=nI=

dI*nI=

II轴dII=nII=

dII*nII=

III轴dIII=nIII=

dII

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