精品带式运输机传动装置的设计机械设计基础毕业论文说明书.docx
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精品带式运输机传动装置的设计机械设计基础毕业论文说明书
设计题目：
带式运输机传动装置的设计
学院：
专业：
班级：
设计者：
学号：
指导教师：
2014年1月3日
课程设计任务书
2013—2014学年第1学期
学院：
专业班级：
课程名称：
机械设计基础
设计题目：
带式运输机传动装置的设计
完成期限：
自2013年12月30日至2014年1月3日共1周
内
容
及
任
务
一、传动装置简图
二、原始数据
带的圆周力FN
带速v（ms）
滚筒直径Dmm
850
1.6
280
三、工作条件
三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为±5%。
三、设计任务
1、设计计算说明书一份，内容包括：
传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。
2、A1装配图1张
进度
安排
起止日期
工作内容
2013.12.30～2014.01.01
编写设计计算说明书
2014.01.02～2014.01.03
绘制装配图
主要
参考
资料
[1]王继焕.机械设计基础（第二版）.武汉：
华中科技大学出版社，2011.3
[2]金清肃.机械设计基础课程设计（第二版）.武汉：
华中科技大学出版社，2011.4
指导教师（签字）：
年月日
系（教研室）主任（签字）：
年月日
目录
一、拟定传动方案4
二、选择电动机5
三、传动装置总传动比及其分配7
四、传动装置的运动参数及动力学计算8
五、V带传动设计9
六、齿轮传动设计11
七、轴的设计13
八、轴承的选择和校核21
九、链连接的选择和校核23
十、联轴器的选择25
十一、箱体的结构设计26
十二、减速器附件的选择28
十三、润滑和密封31
十四、课程设计总结32
十五、参考文献32
一、拟定传动方案
结果
1.传动装置简图（设计带式运输机中的单级圆柱齿轮减速器）
1、V带传动
2、运输带
3、单级圆柱齿轮减速器
4、联轴器
5、电动机
6、卷筒
1、工作条件：
三班制,使用年限10年,连续单向运转,载荷平稳,小批量生产,运输带速度允许误差为±5%。
2、原始数据：
滚筒圆周力F=850N；带速V=1.6ms；滚筒直径D=280mm。
3、传动方案的分析：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。
传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。
本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。
传动方案采用了一级传动,为单级直齿圆柱齿轮减速器。
齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
本设计采用的是单级直齿轮传动。
传动方案首先要满足工作机的要求,如传递的功率和转速。
此外,还应该满足结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应和操作维护方便等要求。
但是要同时满足所有要求是不可能的,所以,应当根据具体的设计任务统筹兼顾,有侧重的满足工作机的主要要求。
若是多级传动,应对多级传动中各传动机构进行合理的布置。
而我选择的是一级圆柱齿轮减速器,所以就不详述了。
F=850N
V=1.6ms
D=280mm
二、选择电动机
结果
1、电动机类型和结构型式的选择：
按已知的工作要求和条件,可以选用Y系列三相异步电动机（380V）。
因为Y系列电动机具有高效、节能、噪音小、振动小、运行安全可靠的特点,安装尺寸和功率等级符合国际标准。
电动机的外壳结构形式可选择防护式。
2、电动机容量的选择：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器
=0.97×0.99×0.99×0.98×0.99
=0.92
其中,查【2】（表10-2）机械传动和摩擦副的效率概略值,确定各部分的效率：
联轴器效率为0.99,滚动轴承传动效率为0.99（一对）,齿轮传动效率为0.98。
（2）电机所需的工作功率：
Pd=FV（1000η总η机）
=850×1.60（1000×0.92×0.86）
=1.71kW
其中,三相异步电动机的工作效率可取0.86。
因载荷平稳,电动机额定功率Pcd略大于Pd即可,由【2】第十九章表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数,选择电动机的额定功率Pcd为2.2kW。
3、电动机转速的选择：
滚筒轴的工作转速：
nw=60×1000VπD
=60×1000×1.6（π×280）
=109.13rmin
根据【2】（表2-1）,取V带传动比iv=2～4,单级圆柱齿轮传动比范围ic=3～5,则合理总传动比i的范围为i=6～20,故电动机转速的可选范围为:
nd=i×nw=（6～20）×109.13=654.5～2082.6rmin符合这一范围的同步转速有750rmin、1000rmin和1500rmin。
由于750rmin无特殊要求,不常用,因此仅将1000rmin、1500rmin同步转速两种方案进行比较
由【2】表19-1查出有二种适用的电动机型号,查得电动机数据及计算出的总传动比列于表2-1中：
方案
电动机型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
1
Y100L1-4
2.2kW
1500rmin
1430rmin
13.10
2
Y112M-6
2.2kW
1000rmin
940rmin
8.61
表2-1
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知：
方案2因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。
方案1适中。
故选择电动机型号Y100L1-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y100L1-4。
其主要性能：
额定功率：
2.2KW,满载转速1430rmin,额定转矩2.2。
Y系列三相异步电动机
η总=0.92
Pd=1.71kW
nw=109.13rmin
电动机型号：
Y100L1-4
三、传动装置总传动比及其分配
结果
我们知道,合理的分配各级传动比,是传动装置总体设计中的一个重要问题,它将直接影响传动装置的外廓尺寸、重量及润滑条件。
所以分配传动比要注意以下几点：
（1）各级传动比一般应在常用的范围内,不得超过最大值。
单级传动比的常用值和最大值可查【2】中表2-1。
（2）各级传动零件应做到尺寸协调,结构均匀,避免传动零件之间发生相互干涉或安装不便。
（3）应尽量使传动装置获得较小的外廓尺寸和较小的重量。
计算总传动比及分配各级的传动比
2、分配各级传动比
（1）取i带=4（V带常用传动比iv=2～4）
（2）∵i总=i齿×i带
∴i齿=i总i带=13.104=3.275。
i总=13.10
i带=4
i齿=3.275
四、传动装置的运动及动力参数计算
结果
1、计算各轴转速（rmin）
V带高速轴=满载转速nm=1430（rmin）
减速器高速轴n1=nmi带=14304=357.5（rmin）
减速器低速轴n2=n1i齿=357.53.275=109.10（rmin）
传动滚筒轴n3=n2=109.10（rmin）
2、计算各轴的功率（KW）
电动机实际输出功率Pd=1.71
减速器高速轴P1=Pd×η带=1.71×0.97=1.66KW
减速器低速轴P2=P1×η轴承2×η齿轮=1.66×0.99×0.99×0.98=1.59KW
3、计算各轴转矩
电动机输出转矩Td=9.55Pdnm=9550×1.711430=11.36N•m
减速器高速轴T1=9.55P1n1=9550×1.66357.5=44.344N•m
减速器低速轴T2=9.55P2n2=9550×1.59109.10=138.45N•m
n1=357.5（rmin）
n2=109.10（rmin）
n3=109.10（rmin）
P1=1.66KW
P2=1.59KW
Td=11.36N•m
T1=44.344N•m
T2=138.45N•m
五、V带传动设计
结果
设计时应注意检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系。
带轮结构形式主要由带轮直径大小决定。
带传动的主要失效形式是打滑和带的破坏。
因此,带传动的设计准则为：
在保证不打滑的条件下,使带具有一定的疲劳强度和寿命。
1、确定设计功率
根据传递的功率Pc、载荷性质、原动机种类和工作情况等确定设计功率：
P=KA×Pc
其中P为设计功率,KA工作情况系数,Pc为所需传递的额定功率。
由【1】中（表9-7）可知KA=1.2,Pc=Pd=1.71KW，P=1.2×1.71KW=2.05KW
2、选择带型
查【2】中（表18-5）得：
选用A型普通V带
3、确定带轮基准直径
国标中规定了普通V带带轮的最小基准直径和带轮的直径系列（见【1】中表9-3）。
其他条件不变时,带轮基准直径越小,带传动越紧凑,但带内的弯曲应力也越大,使带轮的疲劳强度减弱,传动效率下降。
因此,选择小带轮基准直径时,应使得dd1>dmin,并取标准直径。
取dd1=100mm>dmin=75mm
一般情况下,可以忽略滑动率的影响,通过【1】中（P122表达式9-21）计算出大带基准直径4、验算带速
由【1】课本P122表达式9-22得
带速V：
V=πdd1nm60×1000=π×100×143060×1000=7.49ms
在5～25ms范围内,带速合适。
5、确定带长和中心距
初定中心距：
0.7（dd1+dd2）带长：
Ld=2a0+π（dd1+dd2）2+（dd2-dd1）24a0
根据【1】中（表9-2）选取相近的Ld=1800mm
考虑安装、调整、和补偿紧张的需要,中心距应有一定的变化范围：
amin=a-0.015Ld,amax=a+0.03Ld。
所以中心距的变化范围是458mm6、验算小带轮包角
α1=180°-57.3°×（dd2-dd1）a
=144.6°>120°（适用）
7、确定带的根数
（1）计算单根V带传递的额定功率.据dd1=100和n1=1430,查【1】中（表9-4）得：
P0=1.32KW。
（2）根据nm=1430rmin,传动比i带=4,Ld=1800mm和α1=144.6°,查【1】中P119（表9-5）和P120（表9-6）得△P0=0.17KW,Kα=0.92,KL=0.99。
计算【P0】=（P0+△P0）×Kα×KL=1.357KW。
（3）计算带的根数
Z>=P【P0】=1.49
所以,V带取2根。
8、确定单根带的初拉力
由【1】中P112（表9-1）查得A型带的单位长度质量q=0.11kgm,由【1】中公式（9-30）计算单根V带的初拉力：
F0=500P（2.5-Kα）（Kα×z×v）+qV2
F0=500×2.05×1.58（0.92×7.49×2）+0.11×7.49×7.49
=123.7N
9、计算轴上压力
作用在轴承的压力FQ
FQ=2×Z×F0×sin（α12）=2×2×123.7sin（156.40°2）=484.4N。
P=2.05KW
选用A型普通V带
dd1=100mm
dd2=400mm
V=7.49ms
Ld=1800mm
a=485mm
α1=144.6°
P0=1.32KW
【P0】=1.357KW
P=2.05KW
Z=2
F0=123.7N
FQ=484.4N
六、齿轮传动设计
结果
1、齿轮传动失效形式
（1）齿轮折断
（2）齿面点蚀（3）齿面磨损（4）齿面胶合（5）塑性变形
2、设计准则
在设计齿轮传动时,应按照可能出现的主要失效形式,。
悬着相应的强度计算方法,确定齿轮主要参数和尺寸,然后再进行其他方面的强度校核,以保证在规定的试用期间内不发生任何形式的失效。
3、选择齿轮材料与热处理
所设计齿轮传动属于闭式传动,而且带式输送机的工作载荷比较平稳,对减速器的外廓尺寸没有限制,为了便于加工,采用软齿面齿轮传动。
小齿轮选用45钢,调质处理,齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45钢,正火调质处理,齿面平均硬度为190HBS。
4、参数选择
确定有关参数如下：
（1）.传动比i齿轮=3.275,由于采用软齿面闭式传动,故齿数取,Z1=20,所以：
Z2=i齿轮×Z1=3.275×20=65.5，取Z2=66。
（2）.查资料【1】（P147表11-2）,取电动机载荷系数K=1.2。
（3）.由于是单级齿轮传动,且两支承相对齿轮为对称布置,两轮均为软齿面,查资料【1】（P151表11-5）,取齿宽系数=1.0。
5、确定许用应力
小齿轮的齿面平均硬度为240HBS.许用应力可根据表：
查【1】（P145表11-1）,通过线性插值来计算,
大齿轮的齿面平均硬度为190HBS,查参考资料：
【1】（P145表11-1）,通过线性插值来计算,
[σH]2=491Mpa[σF]2=291MPa
6、计算小齿轮的转距：
T1=44344N•mm
7、按齿面接触疲劳强度计算
由【1】（P148表11-3）,知=189.8,取较小的许用接触应力[σH]2代入：
d1>=2.32[KT（u+1）u（[σH]2）2]13
=51（mm）
式中：
d1——小齿轮的分度圆直径,T1——小齿轮的转矩,u——齿数比,u=Z2Z1
——齿宽系数,[σH]2——许用接触应力。
齿轮的模数为：
m=d1Z15120mm=2.55mm
取标准模数m=2.5mm。
8、计算齿轮的主要几何尺寸
分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×20mm=50mm，d2=mZ2=2.5×66mm=165mm
齿顶圆直径:
da1=（Z1+2h*a）m=[（20+2×1）×2.5]mm=55mm
da2=（Z2+2h*a）m=[（66+2×1）×2.5]mm=170mm
中心距：
a=（d1+d2）2=（50+165）2mm=107.5mm
齿宽:
b=φbd1=50mm
故取b2=50mm,b1=b2+（5~10）mm,取b1=60mm。
9、按齿根弯曲疲劳强度校核
确定有关系数如下：
（1）、齿形系数查【1】（P149表11-4）,=2.65,=2.236
（2）、应力修正系数查【1】（P149表11-4）,=1.58,=1.754代入：
σF1=2KT1（bm2Z1）YFa1YSa2=2×1.2×44344（50×2.52×20）×2.65×1.58MPa
=71.3MPa[σF]1=309MPa
σF2=σF1×YFa2YSa2YFa1YSa1=71.3×2.236×1.754（2.65×1.58）MPa
=66.8MPa[σF]2=291MPa
齿根弯曲强度校核合格。
10、计算齿轮的圆周速度V齿轮：
V齿轮=πd1n1（60×1000）=0.94m
小齿轮选用45钢,调质处理
大齿轮选用45钢,正火调质处理
Z1=20
Z2=66
K=1.2
=1.0
[σH]1=532MPa
[σF]1=309MPa
[σH]2=491MPa
[σF]2=291MPa
T1=44344N•mm
=189.8
m=2.5mm
d1=50mm
d2=165mm
da1=55mm
da2=170mm
a=107.5mm
b2=50mm
b1=60mm
σF1=71.3MPa
σF2=66.8MPa
V齿轮=0.94ms
七、轴的设计
结果
（一）输出轴的设计计算
1、轴的设计要求
在进行轴的设计时,为了保证其具有足够的工作能力,必须根据使用条件对轴进行强度计算；对于有刚度要求的轴,还要进行刚度计算；对于高速运转的轴,要进行震动稳定性的计算。
但对于一般的机械设备中的轴,因转速不高,只要保证强度或刚度要求就行了。
另外,还要根据装配、加工等具体要求,合理的进行轴的结构设计。
2、轴的材料的选择
由于工作时轴上的应力多为交变应力,所以轴的失效一般为疲劳断裂,因此轴的材料首先应有足够的疲劳强度；对应力集中敏感性低；还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性的要求了,并具有良好的加工性。
轴的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁、和高强度铸铁。
因此,轴的材料选择为45钢,调质处理。
查【1】（P224表15-1）可知：
强度极限σb=650MPa,屈服极限σs=360MPa,许用弯应力[σ]=60MPa,
硬度217～255HBS。
3、按扭转强度估算轴的最小直径
轴径d的设计计算公式为
d≥A（P2n2）13
查【1】（P230表15-3）,取A=115,代入上面公式,得:
d≥28mm
考虑键槽影响以及联轴器孔径系列标准,将直径增大5%,则
d=28×（1+5%）mm=29.4mm
取d=30mm合适。
因此,可取最细的轴径d1=30mm。
4、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定。
（2）确定轴各段直径
绘制轴的计算简图
图7.1输出轴的结构图
查【2】（P42）,定位轴肩：
当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图7.1中的d1与d2,d4与d5,d6与d7的轴肩.查【1】（P226表15-2）,可知,为保证零件与定位面靠紧,轴上的过度圆角半径r应小于轴上的零件圆角半径R和倒角C。
一般取定位轴肩高度a=（0.07～0.1）d,轴环宽度b1.4a。
所以,d2=d1+2（0.07～0.1）d1=33.8～36mm取：
d2=34mm
查【2】（P42）,有配合或安装标准件的直径：
轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.1所示的安装齿轮和联轴器处的直径d4、d1,一般应取标准值（见查【2】表10-7表14-1）。
另外,安装轴承及密封元件处的轴径d2、d7和d3,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致（查【2】表13-2和表17-5）。
查【2】（P43）,非定位轴肩：
轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为（1～3）mm,如图7-1中的d2与d3,d3与d4,d5与d6处的直径变化。
因此,由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等,d1=30mm,考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素,其他各段直径可确定为：
求d3：
齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,
所以,d3=d2+（1～3）=35mm～37mm，取d3=35mm。
求d4：
为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，
所以,d4=d3+（1～3）=38mm～40mm
d4处安装齿轮一般取标准值,查【2】（P97表10-7）.可知取d4=40mm。
求d5：
考虑在d4与d5处用轴肩实现轴向定位，
所以，d5=d4+2（0.07～0.1）d4=45.6mm～48mm，取d5=46mm。
求d7：
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d7=35mm
求d6：
d6与d7用轴肩实现轴向定位,齿轮在左端用轴环定位,轴环直径d6,
所以，d6=d7+2（0.07～0.1）d7=39.9mm～42mm，取d6=42mm。
（3）选择轴承型号
由于d7和d3两处都安装轴承,且d7=35mm,初选深沟球轴承,查【2】（P130表13-2）,可知,轴承代号可为6007,轴承宽度B=14mm,安装尺寸为damin=41mm。
所以d6=41mm。
（4）确定轴各段的长度
如图7.1中d4、d1、d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定。
轮毂宽度L0与孔径有关,查【2】（P43）.知,一般情况下,轮毂宽度L0=（1.2～1.6）d,最大宽度Lmax（1.8～2）d,轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于（1.6～1.8）d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长度L应较轮毂宽L0短（2～3）mm,以保证轴上零件定位可靠.因此可以得到
L1=（1.8～2）d-2=（1.8～2）×30-3=51mm～57mm
取L1=52mm
L4=（1.2～1.6）d4-3=（1.2～1.6）×40-3=45mm～61mm
取L4=48mm
因为轴端倒角45度,所以，L7=B+2=16mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm（采用脂润滑）,取套筒长L套筒=16mm；所以，L3=B+L套筒+2=16+16+2=34mm。
齿轮位于轴的中间,即L5+L6=L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。
在图7.1中,L2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。
此次设计的为凸缘式轴承盖,查【2】（表4-15）,伸出端盖外部分的长度LB与伸出端安装的零件有关,与端盖固定螺钉的装拆有关,查【2】（P44）。
可取B（3.5～4）d3螺钉,此处d3为轴承端盖固定螺钉直径,轴上零件不影响螺钉等的拆卸,查【2】（P44）,这时可取LB=（0.15～0.25）d3螺钉。
由装拆弹性套销距离B确定（B值可由联轴器标准查出）.轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。
查【2】（P21）,可知
地脚螺栓直径：
df=0.036a+12=0.036×107.5+12=15.87mm
轴承盖螺钉直径：
d3螺钉=（0.4～0.5）df=6.348mm～7.935mm，取d3螺钉=7mm
所以LB=（0.15～0.25）d3螺钉=1.05～1.75mm.取LB=1.5mm。
查【2】（P37表4-15）.可知：
e=（1～1.2）d3螺钉=7mm～8.4mm
取e=8mm,同时取m=16.5mm。
则L2=e+m+LB=8+16.5+1.5=26mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：
L=L3+L4+L5+L6=60+34+6+10=110mm
5、求作用在轴上的外力和支反力
根据轴系机构图绘制轴的计算简图,如图7.2（a）（b）（c）（d）（e）
图7.2轴的强度计算
轴上所受的外力有：
作用在齿轮上的两个分力,圆周力和径向力,方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为T。
（1）、求转矩：
T2=9.55P2n2=9550×1.59109.10=138.45N•m
（2）、求分度圆直径：
已知:
d2=165mm
（3）、求圆周力：
Ft=2T2d2=
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