设计一带式输送机传动装置

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计一带式输送机传动装置机械设计制造及其自动化专业四班设计者孙华跃学号2011072422指导老师王首军2014年6月12日济宁学院目录1、 设计任务书32、 传动方案拟定33、 电动机的选择，传动装置的运动和运动参数计算3四、传动零件的计算6五、轴的设计计算12六、键连接的设计16七、滚动轴承的设计17八、联轴器的设计189、 箱体的设计18十、润滑和密封的设计1911、 设计小结2012、 参考资料20计算项目及内容主要结果一、设计任务书第1题 ： 设计一带式输送机传动装置 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10年（每年300个日），小批

2、量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。题号1-A1-B1-C1-D1-E输送带的牵引力F/kN21.251.51.61.8输送带的速度v/(m/s)1.31.81.71.61.5输送带滚筒的直径D/mm180250260240220选择数据：输送带的牵引力F=2kN输送带的速度v=1.3m/s输送带滚筒的直径D=180二、传动方案拟定方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。3、 电动机的选择、传动系统的运动和动力参数的计算（一）电动机的选择1、电动机类型和

3、结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机功率的确定： 工作机所需工作功率为： =×/(1000) ：工作机阻力 ：工作机线速度 =（2000×1.3）/（1000×0.96）=2.708kW 由电动机至工作机的传动总效率为： =××× 式中：分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。 取=0.96、=0.98、=0.99、=0.99 则：=0.96×0.98×

4、0.99×=0.913 所以电机所需的工作功率： = FV/1000 =(2000×1.3)/(1000×0.913) =2.966(kw) 电机的额定功率 由>选取=3kW3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： 60×1000·V/（·D） =(60×1000×1.3)/（180·） =138 r/min根据课程设计P.14表3-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=35。取带传动比=24 。则总传动比理论范围为：620。 故电动机转速的可选范为620即8282760 则符合这

5、一范围的同步转速有：1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出两种适用的电动机型号：（如下表） 方案电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)质量/kg 1Y100L2-4314302.22.338 2Y132S-639602.02.063综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可第1方案比较适合。此选定电动机型号为Y100L2-4（二）确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速1、可得传动装置总传动比为： =/=1430/138=10.36总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比 =× （式中分

6、别为带传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据课程设计P.14表3-2，取=2.8则=3.7（3） 确定传动装置的运动和动力设计（1）计算各轴的转数： 电机轴：=1430 （r/min）中间轴：= /=1430/2.8=510 （r/min） 低速轴：=/=510/3.7=138（r/min）滚筒：=138（r/min）（2） 计算各轴的功率：kW 电机轴：= 中间轴：=2.88 低速轴：=2.79 滚筒：= =2.73 式中：分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。 (3)计算各轴的输出转矩：N·m 由=可得：电机轴：=20.035中间轴: =53.92

7、9低速轴: =193.076电机轴中间轴低速轴滚筒功率/kW32.882.792.73转矩/N·m20.03553.929193.076188.924转速/(r/min)1430510138138传动比i2.83.71效率0.960.97020.9801四、传动零件的计算（一）V型带零件设计 1.计算功率： =×P=1.2×3=3.6Kw-工作情况系数，查表8-8取值1.2 P-电动机的额定功率2.选择带型根据=3.6kW，n=1430,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=100则从动轮的直径为=×=2.8×1

8、00=280mm,从表8-8取=280mm3. 验算带的速度 根据机械设计式（8-13）计算带速=3.14×100×1430/(60×1000)=7.49m/s带速不宜过高或过低，一般应使=530 m/s57.4930 故带速合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(+)<<2(+)，初步确定中心矩=500mm5.计算带所需的基准长度：=2+（+）/2+(-)2/4=2×500+3.14×(100+280)/2+(280-100)2/4×500=1613mm 带的基准长度根据由机械设计表8-2选取 =1640m

9、m计算实际中心距a=500+(1640-1613)/2=514mm确定中心距调整范围 mm mm6.验算小带轮上的包角=160°>1200机械设计公式8-257. 确定带的根数Z 由=100和=1430查表8-4得=1.306 根据=1430，=2.8和A型带查8-5=0.1684 查表8-6得=0.95，查表8-2得=0.96 Z =×0.95×0.96=2.227 取Z=3 8.计算预紧力 机械设计公式8-27的引用 机械设计查表8-3得q=0.105（kg/m） =500××(-1)+0.105×7.492=137N 9.

10、计算作用在轴上的压轴力 =2sin=810N 10.带轮结构设计 带轮的材料采用铸铁 主动轮基准直径dd1=100mm，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直 径dd2=280mm，采用孔板式。 11.主要设计结论 选用A型普通V带4根，带基准长度1640mm，带轮基准直径=100mm， =280mm（2） 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；(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40Gr(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮的材料

11、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24，则大齿轮的齿数为z2=24×3.7=88.8，取z2=89 （5）按齿面接触强度进行设计 由式 试算小齿轮分度圆直径1) 选用载荷系数=1.32) 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×105×P/n=5.393×104N·mm3) 机械设计由表10-7选定齿轮的齿宽系数4) 机械设计由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.85) 由图10-20查区域系数 ZH=2.56) 由式=计算重合系数 =0.8727) 由图10-25d按齿面硬度查得小

12、齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa 由机械设计公式10-15得=60×510×1×（16×300×10）=1.4688×109N2=60n2jLh=60×138×1×(16×300×10)=3.97×1088）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1由图10-23查接触疲劳寿命系数KHN1=0.9, KHN2=0.95由式10-14得=540Mpa=522.5Mpa试算小齿轮分度圆的直径，带入中较小的值=70.438mm

13、.调整小齿轮分度圆直径(1)计算圆周的速度=1.88m/s(2)计算齿宽b=170.438mm=70.438mm(3)计算实际载荷系数。根据V=1.88m/s;7级精度，由图10-8可查得动载系数=1.08查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2由表10-4用插值法得=1.316由表10-2可得使用系数 =1故载荷系数=1×1.08×1.2×1.316=1.703.按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。=70.438×mm=77.027mm4.计算模数m。=3.2mm;5.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式（1）确定公式内各计算数值1)查图10-24

14、c可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 2）查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88；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 =303.57 MPa =238.86 MPa4)由图10-17查取齿形系数。查得 2.65 2.2 5）由图10-18查取应力校正系数。查表可得= 1.58 =1.79 6)计算大，小齿轮的并加以比较。=0.0138= 0.0165大齿轮的数值大。（2）试算模数1)由公式=1.4022）计算实际载荷系数1 由图10-8查得=1.042 查表10-3得=1.23 插图10-13得=1.27

15、 则动载系数载荷为=1×1.04×1.2×1.27=1.5853) 由式可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=1.498对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数1.498并就近圆整为标准值m=1.5，按接触强度计算得的分度圆直径=77.027mm，算出小齿轮数=51.35,取52大齿轮的齿数=52×3.7=192.4,取193。，互质。综上所述，这样设计出的齿轮传动

16、比稳定，不仅满足了齿面接触疲劳强度，而且满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，提高了效率，有效减少各种失效，再者避免了浪费，故设计这种齿轮。7.几何尺寸的计算 （1）计算分度圆直径=·m=52×1.5=78mm=·m=193×1.5=289.5mm(2)计算中心距=183.75(3）计算齿轮的宽度78mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮 略加宽（510）mm，即取=88mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，=78mm。 8.主要设计结论 齿数=52，=193，模数m=1.5，压力角=20°，中心距=183.75

17、mm，齿宽=88mm，齿宽=78mm。六轴的设计及计算（1） 高速轴的设计及计算1. 已知高速轴的转速=510r/min,转矩=53929N·mm,输入功率=2.88kW2. 作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径=·m=52×1.5=78mm=1382N=503N 圆周力 径向力3. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计表15-3取=112则根据公式=19.94mm所求最小直径应为受扭部的最细处，即装带轮处的轴径，该处有一键槽，且轴的直径小于100mm，故轴径应增大7%，即：d=1.07×19.94=21.3358，取标准值d

18、=22mm；4.轴的结构设计（1）第一段轴 =22mm, =50mm (2)第二段轴考虑轴间定位，以及密封圈选型： 毡圈25 内径d=25mm 考虑轴承盖的宽度以及距轴承的距离。 故第二段轴 =25mm =43mm (3) 第三段轴，非定位轴肩自由确定，即可轴承选型：型号:7206C基本尺寸/mm|d: 30基本尺寸/mm|: 62基本尺寸/mm|B: 16安装尺寸/mm|da (min): 36安装尺寸/mm|Da (max): 56考虑到甩油环的宽度故 =30mm =30mm（4）第四段轴 非定位轴肩自由确定,>即可。宽度可以看情况而定。 故 =35mm =6.5mm（5）第五段轴

19、通过齿轮的计算已经得出。 故 =44mm =57mm (6)第六段轴与第四段轴对称。故 =38mm =6.5mm. (7) 第七段轴与第三段轴对称,故 =30mm, =30mm。5.传动零件的周向固定及其他尺寸带轮处采用A型普通平键，键（GB1095-1990,GB1096-1990）键长选择比带 轮宽度稍短，选40mm.为加工方便，参照7206C型轴承安装尺寸，轴上过渡圆 角半径全部取r=1mm轴端倒角为6.按弯扭合成应力校核轴的强度求支反力 求弯矩 求合成弯矩 按当量弯矩校核轴的强度齿轮右端面与轴之间的截面弯矩较大是一个危险截面，对其校核，该处轴的最大弯矩为 ，视=0.59，T=50000

20、Nmm对于45钢， =650MPa ， 则为（0.090.1），即58.565MPa，取=60MPa，轴的计算应力为： <=60MPa,满足强度要求。（2） 低速轴的设计计算1. 已知高速轴的转速=138r/min,转矩=193076N·mm,输入功率=2.79kW2. 作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径=·m=193×1.5=289.5mm=1334=485 圆周力 径向力3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计表15-3取=115则根据公式 =31.328mm由于最小直径处装联轴器，所以有一个键槽，估值径应增大7%，即：取值

21、d=35mm连接联轴器选型：联轴器的计算转矩,查表14-1=1.3=1.3×193076N·mm=250998N·mm选用LX型弹性联轴器，查表课程设计175页型号: LX3公称转矩Tn/(Nm): 1250许用转速n|钢(r/min): 4700轴孔直径d1、d2、dz钢(mm): 32,35,38轴孔长度L(mm)推荐: 824.初定各轴段直径（1）第1轴段结构参数=35mm =82mm （2）第2轴段结构参数初定定位轴肩 h=5mm密封圈选型：内径d=40mm考虑轴承盖的宽度以及距轴承的距离故 =40mm =42mm(3)第3轴段结构参数 非定位轴肩自由确定

22、， 即可型号:7209C基本尺寸/mm|d: 45基本尺寸/mm|: 85基本尺寸/mm|B: 19安装尺寸/mm|da (min): 52安装尺寸/mm|Da (max): 78考虑到甩油环的宽度，齿轮距箱体内壁的距离,故取 =45mm =44mm(4) 第四段轴参数 取安装齿轮处的直径为50mm，又知齿轮宽度为57 mm， 为压紧齿轮，长度为52mm.故 =50mm =52mm(5)第五段轴参数 齿轮的右端采用轴间定位，取轴间高度为4.5mm。 故 =59mm =8mm (6)第六段轴参数 应根据轴承可以来确定轴的直径，此段的长度应该轴 承和甩油环共同决定。由上面可知：=45mm =31m

23、m5.传动零件的周向固定及其他尺寸 齿轮及联轴器均用A型普通平键。连接齿轮处为键149联轴器处为键108，参照7209C型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=2mm，轴端倒角为25.轴的受力分析 求支反力 求弯矩总弯矩=1) 按计算弯矩校核轴的强度计算弯矩最大处=1.33745钢， =55MPa满足强度要求。七键连接的选择及验算（一）高速轴处轴段直径为22mm轴长为46，选用A型平键（GB1095-1990,GB1096-1990）键长L=40mm有效键长按抗压强度计算强度满足要求（二）低速轴联轴器处轴径为35mm，轴长82mm选用A型普通平键 10键长抗压强度计算强度满足要求齿轮处轴径

24、为50mm，轴长52mm选用A型普通平键 14键长L=44mm抗压强度计算八滚动轴承的选择及校核计算（一）高速轴处1) 初步计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受合力：根据条件轴承预计寿命温度系数计算额定动载荷=14446.28N选7206C型轴承 =208767h>48000h 选用轴承合格（二）低速轴处计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受合力计算额定动载荷=8921.82N选用7209C型轴承=3857498h>48000h 选用轴承合格九联轴器的选择两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高故选用弹性柱销联轴器。载荷计算：计算转矩根据，轴径d，转速n查标准GB50

25、14-1985选用LX3弹性柱销联轴器，其公称转矩=1250Nm,许用转速4700r/min,符合要求10.箱体设计为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆检修，箱座的定位，吊装等附件的设计1) 检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔盖板用螺钉固定在箱盖上。2) 通气器：保持箱内外压力平衡，避免使润滑油渗漏因而设置通气器。3) 轴承盖：固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承座孔两端用轴承盖封油，采用凸缘式轴承盖。4) 定位销：保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持轴承座孔制造加工时的精度应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接

26、凸缘上配装定位销，采用非对称布置。5) 油面指示器：采用油标尺检查箱内油池面的高度经常保持油池内有适量的油。6) 放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺赛堵住。7) 启箱螺钉：为方便开启平时用水玻璃或密封胶连接的箱体剖面，增设启箱螺钉在启盖时旋动螺钉将箱盖顶起。8) 起吊装置：为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环或吊钩等。9) 密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。10) 中心距箱体结构尺寸选择如下表：=2.708kW=2.966(kw)=3kW138 r/min电动机型号：Y100L2-4=10.36带轮：=2.8齿轮：=3.7转速：

27、r/min=1430 =510 =138=138功率：kW=3=2.88=2.79 =2.73输出转矩：N·m =20.035 =53.929 =193.076 =188.924=3.6KwA型带=100=280mm中心矩=500mm=1613mm=1640mm=514mm=160°根数：Z=3=137N=810N=100mm=280mm=0.872=600Mpa=550MPa=1.46×109=3.97×108540Mpa522.5Mpa=70.438mm=77.027mm303.57 MPa238.86 MPa=1.402齿轮模数：m=1.498=5

28、2=193=78mm=289.5mm183.75=88mm=78mm=19.94mmd=22mm=22mm =50mm=25mm =43mm=30mm =30mm=35mm =6.5mm=44mm =57mm=38mm =6.5mm=30mm =30mmd=35mm250998N·mm联轴器型号:LX3=35mm =82mm=40mm =42mm=45mm =44mm =50mm =52mm =59mm =8mm=45mm =31mm=7206C型轴承7209C型轴承名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度P20地脚螺钉直径dfM16地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d28轴承端盖螺钉直径d36/8窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6df，d1, d2至外机壁距离C122，20，15d1， d2至凸缘边缘距离C218，13轴承旁凸台半径R120凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作