设计带式输送机的传动装置(附件内含图纸)

1、机械设计课程设计说明书姓 名：学 号：指导教师：白少先浙江工业大学机械学院2013年5月30日目录一、设计题目2二、工作原理2三、原始数据2四、传动方案的分析和拟定2五、电动机的选择 3六、传动零件的设计5七、轴和轴承的组合设计10八、键的选择和强度校核 19九、联轴器的选择 21十、减速器的润滑与密封 22十一、 减速器装配草图俯视设计 22十二、设计小结 25十三、参考资料 26一、设计题目设计题目：设计帯式输送机的传动装置二、工作原理通过、带和单级齿轮减速箱，电动机的动能转换成传动帯的动能。传动装置是将原动机的 运动和动力传递给工作机的中间装置，能够变速、改变运动形式或运动方向以满足工作

2、装昼 的需要。三、原始数据1. 输送带拉力F:1600(N)2. 输送带速度： 1.8 (m/s)3. 卷筒直径D： 320 (inm)4. 输送带速度允许误差：5%5工作条件：连续单向运转，平稳无过载，空我启动，2班制工作，每班按8小时计算。6. 使用期限：10年7. 动力來源：三相交流电(2207380)四、传动方案的分析和拟定；机器一般是由原动机、传动装置和工作装遇组成。传动装置是将原动机的运动和动 力传递给工作机的中间装置，能够变速、改变运动形式或运动方向以满足工作装置的需 要，是机器的亜要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的匚作性能、贰最和成 本。合理的传动方案除满足工作装凰的

3、功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉 传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一 级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承我能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式人，但有过載保 护的优点，还可缓和冲击和振动，故布豐在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带 传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范閑广，使用卷命较长，是现代机器中 应用最为广泛的机构之一。本设计釆用的是单级直齿轮传动。1X1X传动方案如图：1 y带传动2 运辎带3级B3柱齿轮减速器4 联轴器5 电动机卷簡9五、电动机的选择，传

4、动装置的运动和动力参数计算：1. 电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2. 电动机功率的选择：工作机所需功率：产？= 1600x1.8 = 2880w= 2.88/br巾总=乃】m传动装置总效率：= 0.96 X 0.98 3 X 0.97 x 0.97 x 0.96=0.816查表可得，输送机滚筒轴至输送带间的传动效率775 =0.96滑块联轴器效率小=0.978级精度圆柱齿轮传动（稀油润滑）效率仏= 0.97一对滚动轴承效率rj2 = 0.98一取V带的传动效率为弘=0.96D7 22电动机的输出输出功率：乡=亠= 3.53Xnr总 0.816由卜.可确定电动机的额定功率P”, = 4Z

5、3. 转速的选择：/ 1 8卷筒的转速 =1.79r/j= 107.417 niin0.32k7各传动机构的传动比范缶I： V带传动比范国24, 一级圆柱齿轮传动比35, 则总传动范圉比I = 2435 = 620 ,则电动机转速的可选范圉： 力=1.心=（6 20）107.4 = 644.4 2148 厂/min ,所以转速为 75017 mm、 lOOOr/mm 1500r/mm的电动机均符合，三者进行比较如下：电动机型 号额定功率/kw电动机转速/（r/min）质 Jfi/kg实际传动 比同步满我Y160M1-847507201356. 70Y132M1-641000960958.94Y

6、U2M-14150014408013. 41选用Y112M-4,主要外形和安装尺寸如下:中心高H外形尺 寸LX (AC/2+AD) XHD底脚安 装尺寸AXB底脚螺 栓直径K轴伸丿1 寸DXE键连接 部分尺 寸FX (GD-G)112400 X (115+190)X265190 X1401228X608X74.传动比的分配I1440传动装置的总传动比：/=么=土 = 1341/.107.4分配传动装置各级传动比Z=/Z为使V带传动尺寸不至过大，满足彳取彳=3.35,则齿轮传动比I =45.计算传动装置的运动和动力参数：a. 各轴转速：1440I轴”产莎=429砂min轴: = = 1 = 10

7、7.4,/ I 4I 作轴 = =107.4/minWb各轴输入功率：I 轴： = 7 =3.53x0.96 = 3.39Xir轴：P =彳/仏=3.39x0.98x0.97 = 3.22kw工作轴：P z/2-n4 =3.22x0.98x0.97 = 3.066rc.齐轴输入转矩：p3 39I 轴：# = 9550丄= 9550x: = 75.32jV/斗429.85p3 ”II轴：T =9550一 = 9550x丄二= 286.32/n107.4工作轴：Z =9550 = 9550X=272.0/,p3 53电动机轴输出转矩込= 955粧= 955血d 各轴运动及动力参数表:z名数电动机轴

8、I轴II轴工作轴转速 n(r/min)1440429. 85107. 1107.4功率P (kw)3. 533. 393. 223. 06转矩T(Nm)23.4175.32286. 32272. 09传动比I3. 3511效率n0. 960.950. 95六、传动零件的设计（带传动、单级齿轮传动）1. V带设计a.确定计算功率：& 尸=l.lx4 = 4.4kw b.选择V带型号：由Pca = 444：11巾=1440/7niin ,选择A型普通V带。c.计算传动比：/= 4 = 3.35d 确定带轮直径：确定小带轮直径：“ =90 75确定大带轮直径：D.=八“(1 一 )= 3.35X90

9、x(1-0.02) = 295.47取弹性滑动率 = 0.02 IR Z2 = 295 ,实际传动比D、4(1一)29590x(1-0.02)= 3.35o仏r址认砂m 兀X 90x1440 =, 出口验证带速v : r= 678$ 满足60x100060x10005 K 25 30$.e.确定带轮中心距和基准长度：0.7(Q+2)aoa(+2)初选中心距:0.7(90 + 295) a02(90 + 295)269.5 a0 770/取a。= 500厶=2% + 彳(2 + 2)+(；)24a0初选长度：=2 x 500 + - (90 + 295) +(90295)24x500=1625.

10、46取 = 18007=a0 + (Z120 取值合理。g计算V带根数：计算单根V带的基本额定功率: 根据Q =90/,= 1440厂/min ,査表取呂= 1.07為代额定功率的增量:根据 = 1440WmiiL/ = 3.35査表取AP=0.17根据杳表得包角系数心=0.95 根据Ld = 1800，得带长修止系数经=101则，：4.4(1.07 + 0.17)x0.95x1.013.70取z= 4h.计算单根V带的初拉力的最小值: 确定单根V带的预紧力竺勻券-1)+打ZF Ka竺斗斗)+ 0.心6.784x6.78 0.95= 136.95确定带对轴的压力存=2必 sin(%/2)= 2

11、x4x136.95sin( 160/2)= 1078.96i带轮的结构设计:小带轮大带轮槽型AA基准宽度乙1111基准线上槽深込2.752. 75基准线下槽深你血8. 78. 7槽间距e150. 3150. 3槽边距心99轮缘厚九66外径/彳=场+ 2力严95.5 = 2+2% = 300.5内径/2825带轮宽度场2?=(z-1+2/=632?=(z- Y)e+ 2/=63带轮结构实心式轮辐式小带轮采用铸钢制造，大带轮采用铸铁HT150或HT200制造，斤允许的最大圆 周速度为25m/s2. 齿轮设计计算a. 选定齿轮类型、楕度等级、材料及齿数，使用斜齿閲柱齿轮，8级精度，小齿轮材料为40C

12、r （调质处理），硬度为 280HBS,人齿轮为45钢（调质处理），度为240HBS, fit度差为40HBS。 选取小齿轮齿数为30,传动比为4,大齿轮齿数为121 （为了错开齿轮传动）,齿宽系数取堑=1,我荷系数収初选螺旋角0 = 15。，小齿轮的转矩 4=75320 ，齿轮比 =/=4b. 确定许用应力由齿轮的硕度查得：小齿轮匕=670必;91=420血:人齿轮咖=540必;町=31 OAIPac. 按齿面接触强度设计齿轮参数将许用接触应力代入得到小齿轮的分度圆直径:KT、”+1=75.611.6x75320 4 + 1/1 x 54024=60.661则齿轮模数为乙=/cos0/Z =

13、 60.661 ? cos 15/30 = 1.953/d. 按齿根弯曲疲劳强度计算两齿轮的当量齿数为：zrl= Z/cos P = 30/cos315= 33.29zr2= zJcoY 卩=120/cos315 = 133.15查表可得复合齿形系数 = 4.12;； =3.98侧复合齿形系数与许用弯曲应力的比值：金/虬=4.12/420 - 0.0098=3.98/310=0.0128由于刀口/0山较人，故以此代入下式，得到齿轮模数:“ “ KTg 1 o.Jl.6x75320x3.98人 1.243 = 1.24J= 1.485V 30-x310xle 一确定模数由上可知齿面接触强度较为薄

14、弱，故应以/ 3.05/为准。杳表可取叫=2f几何尺寸计算齿轮传动的中心距“电紛L嘤詈L 56.33”斜齿轮传动的中心距应半圆整为整数以便加工，一般可以通过改变螺旋角 的大小来实现。现取中心距“=155，则实际螺旋角为八必+ 厶）2x（30+121）p = arccos = arccos2/72X155=13.045。= 13。242” 分度圆直径心沁=2x30“.589cos P cos 13.045COS P=24841 nnncos 13.045 齿顶圆直径% = d + 2龙/” = 61.589+2 x 2x1 = 65.589mmJ、= % 十 2力;力/ = 248.411 十2

15、x2x1 = 253.41 lrnin 齿根圆直径g = d- 2尤/”-2c nt = 61.589- 2x 2x1- 2x 0.25x 2 = 56.589/ 心=归一 2力;厶-2c= 24&411-2x2x1-2x0.25x2 = 243.411 齿轮宽度b = W 朮 = 1x61.589 = 61.589mm取2 = 60, 4 = 65g.结构设计和绘制齿轮零件图首先考虑人齿轮，内齿轮齿顶関直径人于160mm,而又小于500mm.故用 锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮相关尺寸：轴孔直径d=55nni,轮毂直径“=1.6=88，齿轮宽度L = 60mmf轮缘厚度6=（24）加=（48）

16、，取 = 6轮缘内径92 =/2 力一2% =253411 2x235x32x6 = 227mm 収 2 =225。腹 板厚度 C= 0.3= 0.3x60 = 18111111, 腹板中心孑L直径2=0.5(2 + 2) = 0.5(88+225) = 156.5 ， 腹 板孑L 直径% = 0.25（2 -Q） = 34.75 取 =35。齿轮倒角 =05/ = 1并绘制人齿轮零件图如下:OO其次考佬小齿轮，由r小齿轮齿顶圆直径较小，可采用实心结构。七、轴和轴承组合设计（轴的结构设计，轴承组合设计，低速轴弯、扭组合强度校核，低速 轴上轴承的寿命计算）减速器I轴（输入轴）的设计减速A. 输入

17、轴的参数：a）功率人=3.39血伊b）转速 =429.85/7 millc）转矩 $ =75.32刃B. 初步确定输入轴的最小直径选择轴的材料为45钢，调质处理，硕度240HBS,乙=600九6%,町_ = 55丿丹，査 表可得 =112，得= 22.294必 考虑轴端有1个键槽,将所得轴颈增大5%,即22.291X (1+5%)二23.41mm履后取轴的最小直径为彳=25。轴的结构设计，确定轴上零件的布豐方案和固定方式。单级齿轮减速器. 齿轮布豊在箱体内壁的中间，轴承对称布置在齿轮的两边，两端轴承靠轴尼实 现轴向定位和固定，靠过盈配合实现周向固定，轴通过轴承盖实现轴向定位。 轴上零件的周向定

18、位带轮和轴的周向定位均采用平键连接。C. 确定务轴的长度：外端直径/ = 25， I - II段右端需制出一轴肩， d _+2x0.074. =2&5，取标准值 30mm, III-IV 段选用深沟球轴承，初选圆锥滚子轴承型号为30207, d =d =35，轴环处直径 d . =40,_ =45，右端滚动轴承采用轴肩定位一 =42.D. 确定各轴的长度：人带轮的轮毂宽度为63mm, =60.根据所选30207型号的圆锥滚 子轴承，确定Z . =17 + 23 = 40，齿轮右端釆用轴肩定位，轴肩高度 力= 0.07,取力=5，贝ij力21.4力，取厶_ =10，轴承端盖总宽度 为30mm.根

19、据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外 端面与带轮右端面间的距离/=20，Z. =50，取齿轮距箱体内壁距 离” =15，考虑箱体的铸造误差，确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距 离s,取$=8， L =13，L =65，两承轴支点的距离=+2A1 + 2A,+7= 65 +2x15 + 2x8 +17 = 128/ 带轮到轴承支点的距离厶=63/2 + 50 + 17/2 = 9011参数1 -II11-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-训V1FVIIId (mm)25303540454235L (mm)60504065101317齿轮的閲周力:2x7532061.58

20、9=2446ND.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算a.轴的受力分析2446xtan2QQ=914cosl3.045轴向力：巧i = FrX tan P = 2446xtanl3.045 = 567计算支反力水平面：人刃= % = = 12232垂直面：由于工力厶=0Q? X128 Frl X 64 E& / 2 一 马(90 +128) = 0得人疙= 243LV由于工尸=0Rbv =力-FQ-FrX = 438b. 作弯矩图水平面弯矩Mch = 一陽 x64 = 1223x64 = 78272N-mm垂直面弯矩AfAV = -7x90 = -1078.96x90 = -97106.4

21、N-nmiMe叭=一勺(90 + 64) + 崔护 x 64 = 10576 mmA/cri = 一只卯 x 64 = - 28032M 合成弯矩AfA = 97106 mm=V782722 + 105762 = 78983- Me = J勿 +=J78272? +28032, = 83140 nmic. 作转矩图万=75320刃当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数a=0.6则:Mg = JM + Q=Jo：+(0.6x75320)，= 45192M 5 = J必+ (如=97106?+(0.6x75320)2 =107107 mm入fgcx =+(aQ=J78983?+(0.6x75320)

22、，= 90998N mmg =皿+ (如=83140，+(0.6x75320) = 94747jV- mmd.按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩图可以知道A剖面的计算弯矩最人，则该处的计算应力为13#(7心一 1071070.1/0.1x35=24.98丹缶丄#D部分的半径最小，该处的计算应力:满足强度要求。e轴的计算简图#水平弯矩#垂直弯矩介成弯矩扭矩减速箱输出轴的设计计算B.A.输出轴的参数：a）功率 7? =3.22 角b）转速 、=107.4/7 millc）转矩Z =28632N刃B初步确定输出轴的股小II径15选择轴的材料为45钢，调质处理，!度 240HBS,无=600九6%,巧_

23、 = 55丿丹 ,查 表可得 =112 ,得 4 * = 4無 =34.794，考虑轴端令2个键槽，将所得轴颈增人10% 即34.791X (1+10%) =38.271mm,最后取轴的最小直径为 =40。输 出轴的最小直径即是安装联轴器处轴的直径彳一。同时应选取联轴器的型号， 取工况系数=1.5 ,联轴器的计算转矩计算转矩 T = KJ =1.5x286.32 = 429.48nnn应小联轴器的公称转矩，选用弹性 柱销联轴器，型号为HL3,轴孔直径为40mm,半联轴器长度为112mm半联轴 器与轴的配合长度81mm.111n1/4-114、)C. 确定各轴的长度：外端直径4- = 40/W/

24、7 , I - I!段右端需制出一轴肩， d . = 4. +2x0.074_ =45.6，取标准值45mm,【I卜IV段选用圆锥滚子 轴承，初选閱锥滚子轴承型号为32010X2, d . = d . =50，轴环处直 径一 =55,N_ =60，右端滚动轴承采用轴肩定位一 =57.D. 确定各轴的长度：左端用轴乳挡圈定位，半联轴器与轴配合的轮宽度厶=84如，为保证 轴端扌当圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故ITI段的长度略短于 厶，取4. =82。齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，齿轮轮宽度为 60mm,取Z . =60，齿轮右端采用轴肩定位，轴启高h二0. 07d,取h二5mm, 轴

25、环宽度1.4力，取Z. =10，轴承端孟总宽度为30mm,根据轴承端徐的装拆及便対轴承添加润滑脂的要求，取端孟的外端面与带轮右端面间的 距离20mmL . = 50，取齿轮距箱体内壁距离2=17，考虔箱体的铸 造误差，确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s,取=6，。滚动轴 承宽度为 22mm, L . =19+6 + 17 = 42/, L - 15，联轴器配合对称线至承轴支点的距离厶=19/2 + 50+112/2 = 115.5，承轴支点间的距 离厶=126参数I -II11-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-V1IVII-VDId(mm)40455055605750L (mm)8

26、2504260101319D.按扭矩利弯曲组合变形强度条件进行校核计算a.轴的受力分析齿轮上的圆周力：片、=込=1 286320 = 2305%248.411径向力：F,、=& taw”COS P2305xtan20。cosl 3.045= 86LV轴向力：Fa2 = Fr. tanjS = 2305x tan 13.045 = 534jV计算支反力水平面：Rjh = Rbh = 525N2垂直面：由于工丿厶=07?/rxl26-F；2x63-F；2f7；/2 = 0得人护= 957由于工尸=0Rbv = R护一 Fr、=96Nb. 作弯矩图水平面弯矩Mch = -Rbh x 63 = 115

27、2.5 x63= 72607.5N mm17垂直面弯矩= Me叭=RiV x 63 = 6029fnm= -Rbv x 63 = _6048M mm合成弯矩丿厶=0c =勿+力/力】=772607.52 + 602912 = 94376 nnnA，c = Ja/Zh +=V72607.52 + 60482 = 72859 /c. 作转矩图万=286320/当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数0=0.6则: 如仍+(址)=Jo,+(0.6x286320) =171792 /心=何+(如)2=Jo+ (0.6x286320) =171792 /丿厶 c =+ (a$)=丁94376 + (0.6

28、x 286320) = 196008M /必严皿+(如=J72859+(0.6x286320)2 = 186604M mmd. 按弯矩合成应力校核轴的强度由弯矩图可以知道cl剖面的计算弯矩绘大，则该处的计算应力 为Af _ 1960080.14 O.lx5O3=15.68血 eA3 SB = 406V由此可见，轴承A的載荷大应该验算轴承A.c.计算轴承A的径向当量径向当最动载荷P = XRa + 冈=0.4 x 2721 +1.6 X 973 = 2645Nd轴承寿命的校核因两端选择同样尺寸的轴承，选轴承A的径向肖最动载荷P为计算 依据。工作温度正常，查表可得 按中等冲击载荷，査表可? = 1

29、.5按设计要求，轴承寿命为：2 = 16x365x10=5840011 = 10/360X429.85J1.5x2645 丿则 LhT =51500= 199296力20#LhT Lh选取轴承合适。#B. 低速轴滚动轴承校核a初步选取的轴承：32010X2G=45.8/fcV,q, =66.2/faVb.轴承A的径向我荷：R = J心 + 局? = V1153.52+9572 = 1499轴承B的径向載荷：R3 = J 磁 + 血=/1153.5： 4-962 = 1157外部轴向力巧【=534查表可得7=1.5 (Y是ARX时的轴向系数)5 =727= 5002/轴承轴向载荷：Sb = R2

30、Y=6N5 + 6/ =杓 + 号=9204 JR严 0.92 e禺=耳= 386由此可见，轴承A的載荷大，应该验算轴承A.c-计算轴承A的径向当量径向当量动戦荷P = XRa + 购=0.4 x 1499 +1.5 X 920 = 1980Nd. 轴承寿命的校核因两端选择同样尺寸的轴承，选轴承A的径向当量动栽荷P为计算 依据。工作温度止常，査表可得力=1,按中等冲击载荷，査表可? = 1.5按设计要求，轴承寿命为：厶= 16x365x10 = 5840011 = 10/3, io6 (fTC 丫 1(/( 45800 y0 3,贝ij LhT = = 1416472力60( fFF 丿60x

31、107.4(1.5x1980丿LhT Lh选取轴承合适。八、键的选择及强度校核A.带轮与输入轴间键的选择及校核轴径 =25，带轮宽 B=63mm,A 型平键力=8，h = 7，L = 50/,校核/= L-b- 42， T = 75.32JV- /, k- - 3.5，727x10、6 =p k】d2x1000x75323.5x42x25=4L0 bj= llOJZ22#B.小齿轮与输入轴间键的选择及校核轴径 =40，齿轮轮宽 B=65inm,A 型平键力=12，h = 8， L = 50/,校核/=Z 力=38,T = 75.32jV/c = = 4/,22710，(7 =p kid=2X1

32、000X7532 =248J= 34,T = 286.32M /,k= = 5，727103kid_ 2x286.32x105x34x55=6120 V 巧=1 lOJZ#D. 输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径 =40，轮毂宽度 B=82min,A 型平键力=12，h = 8，L = 63，校核1 = L- b=5mm ,7=28632, k- - 4/,2271032x286.32x10(7 =卩 kd 4x51740=70Jj7 v= 110/S九、联轴器的选择选取联轴器的型号，取工况系数A；=1.5 ,联轴器的计算转矩计算转矩Tca = A；Z= 1.5x286.32 = 429.48

33、inin Mz小J：联轴器的公称转矩，选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,轴孔II径为40mm,半联轴器长度为112mm,半联轴器与轴的配合长度 84 mm.十、减速器的润滑与密封1润滑滚动轴承采用脂润滑。齿轮采用浸汕润滑，即将齿轮浸入油屮，当齿轮回转时粘在其上的油液被 带到啮介区进行润滑，同时汕池的油被甩上箱壁，右助散热。为避免浸汕润滑 的搅油功耗太大和保证轮齿啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太 深或太浅，一般浸油深度以浸油齿轮的一个齿高为适度，但不得少于10mm。 2箱体密封 轴伸出处的密封：垫圈式密封：利用矩形截面的毛垫圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作 用，获得防止润滑油漏出和

34、外界杂质灰质等侵入轴承室的密封效果。密封简单 价廉。 轴承室内侧的密封：封油环密封：作用是使轴承室与箱体内部隔开，防止油脂漏进箱内及箱内 润滑油溅入轴承室而棉释和带走油脂。封油环做成齿状，封油效果更好。 箱体与箱座接合面的密封：在箱体和箱座接合面上涂密封胶密対。 其他部位的密封：检査孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面间均需加纸封油舉或皮封油 圈。螺钉式轴承端盖与箱体之间需加密封垫片。十一、减速器装配草图俯视图设计（箱体、附件设计）箱体结构设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质 量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮解为长方形，增强了轴承座刚度2. 考电到机体内零件的润滑，密封散热。低速轴上齿轮的圆周速度为v= = 1.4/j,速度较小，故采用浸油润油, 60同时为了避免汕搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离力=*% =40 为保证机盖与机座连接处密対，联接凸缘应有足够的宽度，联接表而应精创.其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件璧厚为8mm,圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A视孔孟和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空 间，以便r能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有 便丁机械加工出