带式输送机传动系统设计

1、精选优质文档-倾情为你奉上湖南工业大学机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2019 2020 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 邱显焱 职称 教授 学生姓名 郑照倜 专业班级 机设1702 学号 题 目 带式输送机传动系统设计 成 绩 起止日期 2019 年 12月 30日 2020 年 1 月 10 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸若干张456专心-专注-专业课程设计任务书20192020学年第 1 学期 机 械 工 程 学院（系、部） 机械设计制造及自动化 专业 1702 班级课

2、程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 完成期限：自 2019 年 12 月 30 日至 2020 年 1 月 10 日共 2 周内容及任务一、 编写说明书一份。设计的主要技术参数：运输链牵引力（F/N）：6000N输送速度 V(m/s)：0.5m/s 带轮节圆直径D：400(mm)：工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2年，每年按300d计算，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。二、 设计任务：传动

3、系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张（0号图纸）；（2） 零件工作图3张（3号图纸，轴，齿轮，V带轮或链轮）；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工作内容12月30日初步明白我们课程设计所需要哪些材料，和需要为此做些什么。12月31日1月1日通过各种渠道搜集有关自己课程设计的资料，病进行初步整理。1月2日1月3日有三维软件画出机构简图，并初步排版。2020年1月10日用World把课程设计的有关资料排版好，并做好设

4、计总结。主要参考资料银金光 刘 扬 主编机械设计清华大学出版社 第二版银金光 余江鸿 主编机械设计课程设计冶金工业出版社 2019于慧力 于霁厚 主编简明机械设计手册机械工业出版社 2013孙 桓 陈作模 葛文杰 主编机械原理高等教育出版社 第八版刘金华 谈 峰 主编互换性与测量技术基础化学工业出版社 第二版 闻邦椿 主编现代机械设计师手册（上册） 机械工业出版社 2012 指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日机 械 设 计 课 程 设 计设计说明书带式输送机传动系统设计（4）起止日期： 2019 年 12 月 30 日 至 2020 年 1 月 10 日学生姓

5、名郑照倜班级机设1702班学号成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）2020年 1 月 10 日目录一、设计任务1二、传动方案分析2三、原动件的选择与传动比分配23.1选择电动机的类型23.2选择电动机的容量23.3选择电动机的转速33.4传动比的分配3四、各轴动力及动力参数的计算44.1各轴的转速44.2各轴的输出功率44.3各轴的输入转矩5五、V带轮的设计与计算55.1V带轮的设计55.2.V带轮的结构设计8六、齿轮的设计与计算86.1高速级减速齿轮设计862低速级减速齿轮设计1363几何尺寸计算186.4绘制齿轮零件图19七、轴的结构设计及计算197.1低速轴的结构设计及计算197.2中

6、速轴的结构设计及计算257.3高速轴的结构设计及计算28八、轴承的寿命校核36九、键联接强度校核计算38十、润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择39十一、减速器附件选择与设计41十二、设计总结43十三、参考文献44一、设计任务 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。已知数据： 传动带最大有效拉力：F=6000N；带速：v=0.5m/s；滚筒直径：D=400mm。带式运输机的传动装置如图1-1所示二、传动方案分析课程设计书上

7、给我们给定了如图2-1所示的方案： 图2-1（1）齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿圆柱齿轮传动。（2）带传动具有传动平稳、吸振等特点，且能起过载保护作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。在设计时，为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。三、原动件的选择与传动比的分配3.1 选择电动机的类型按工作要求选用Y系列三相异步电动机，电压为380V。3.2 选择电动机容量

8、电动机所需的有效功率为电动机所需的功率为式中的：为传动系统的总效率，按下式计算式中：为传动系统中每对运动副或传动副（如联轴器，齿轮传动，带传动，链传动和轴承等）的效率。由文献【2】表3-3可知V带传动效率， 滚动轴承效率， 闭式圆柱齿轮传动效率， -联轴器效率，-输送机滚筒效率 ，则减速器传动的总效率电动机所需的功率为选择电动机时，电动机的额定功率应稍大于电动机的所需功率，由文献【2】表12-1可知选择电动机的额定功率为4KW ，3.3 确定电动机转速工作机转速初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由文献【2】表12-1可知，对应于额定功率为4KW的电动机型号分别为Y1

9、12M-4型和Y132M1-6型。现将Y112M-4型和Y132M1-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列与下表方案号电动机型号额定功率/Kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比i外伸轴径D外伸长度E一Y112M-44.01500r/min144060.282860二Y132M1-64.01000r/min96040.183880通过对上述两种方案比较可以看出：方案一选用的电动机转速高，质量轻，价格低总传动比为60.28，这对三级减速传动而言不算大，故选用方案一较为合理。Y112M-4型三相异步电动机的额定功率=4KW，满载转速。由文献【2】表12-2可知电动机中心

10、高H=112mm,轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。3.4 传动比的分配由文献【2】式（3-5）可知，带式输送传动系统的总传动比展开式双级圆柱齿轮减速器，考虑各级齿轮传动润滑合理，应使两大齿轮直径相近，推荐取 ，其中分别为高速级和低速级的传动比。圆柱齿轮的传动比适用范围为。由文献【2】表3-4取。由计算可知两级圆柱齿轮传动的总传动比为： 高速级传动比为： 低速级传动比为： 四、各轴动力与运动参数传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示：0轴（电动机轴）：轴（减速器高速轴）: 电动机0轴与1轴间的传动效率，即V带的传动效率 轴（减速器中间轴）: 式中：1轴

11、与2轴间的传动效率，轴（减速器低速轴）： 式中：2轴与3轴间的传动效率4轴（输送机滚筒轴）： 将上述计算结果列于表3-1中以供查用表2-1 传动系统的运动和动力参数轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n/r/min144036081.2623.923.9功率P/KW3.683.4963.363.233.17转矩T/Nm24.4192.74394.551289.291264.96传动比44.433.401五、带传动的设计与计算5.1带传动的设计5.1.1确定计算功率由文献【1】表5-7查得工作情况系数，故5.1.2选择V带的带型根据和小带轮转速,由文献【1】图5-11可知，

12、选用A型V带。5.1.3确定带轮基准直径并验算带速v:（1）初选小带轮直径由文献【1】图5-11可知，小带轮基准直径的推荐值为80-100mm。由文献【1】表5-8和5-9，则取 （2）验算带速v: 为5m/sv0.07d可取一个合适的值h=6mm,则轴环处的直径。轴环宽度，取。（4）、轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构决定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离(参考文献【1】图12-21)，故取。（5）、取中间轴上大小齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm,大小齿轮相距c=24mm ,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置

13、时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm(参考文献【1】图12-21),已知圆锥滚子轴承的宽度为，中速级上大斜齿轮轮毂的长度为L=43mm，已知中间轴上小齿轮宽度为95mm，低速轴上齿轮宽度为87mm，那么中间轴小齿轮轮毂距低速轴齿轮轮毂b=（95-87）/2=4mm则： 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。7.1.4.3轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献【1】中表4-1查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长略短于对应轴段长度83mm，取80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，由文献【

14、2】表7-1可得半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。7.1.4.4确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【1】中的表12-2，取轴的两端端倒角为，各轴肩处的圆角半径取r=2。7.1.5 求轴上的载荷 首先根据前面轴的结构图（图7-1）做出轴的载荷分析图（7-2 ） 图7-2 轴的载荷分析图 在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取a值.对于30313型圆锥滚子轴承，由手册中可查得a=30.6mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7-2） 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算

15、出截面B处的、及的值如表7-1所示（参看图7 -2）表 7-1截面B处的,及的值载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据文献【1】中式12-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1】的表12-1查得。因此，所以此轴是安全的。7.1.7 精确校核轴的疲劳强度7.1.7.1判断危险截面截面C，VI,VII,D只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最

16、小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面II和III处的过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面B上的应力最大。截面III的应力集中的影响和截面II的相近，但截面II不受扭矩作用，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面B也不必要校核。截面IV和V显然更不必要校核。由机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左侧即可。7.1.7.2截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力为

17、截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调制处理。由文献【1】中的表1-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【6】查取。因为，经插值后可查得： ，由文献【6】查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按车削加工，由文献【4】中的表20-19得表面质量系数为则按文献【1】中的式（2-19）轴按车削加工由文献【6】查得应力折算系数，于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（12-6）式（12-8）则得校核结果：安全。因本题无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。7.2 中速轴的结构设计及计算7.2.1 轴上的功率P2、转速N2和转矩T2的计算在前面的设计中得到： 7.2

18、.2 求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到中速级大齿轮的分度圆直径为：而 中速级上的小齿轮的分度圆直径为 而 7.2.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（12-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表12-3，取，于是就有输出轴的最小直径也就是安装轴承处的直径和（见图7-3） 与轴承的内圈内径相适应，故须同时选取轴承型号。根据文献【2】中P134，因轴承既承受径向力有承受轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，又轴承产品目录中初步选取圆锥滚子轴承30308，其尺寸为 得，也可以得。 7.2.4 轴的结构设计7.2.4.1拟定轴上零件的装配方案。

19、选择装配方案如图7-3所示图7-3 中速轴的结构与装配7.2.4.2根据轴向定位的要求确定轴的剩余各段直径和长度方案。1）、右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。齿轮为非定位轴肩。取2） 、齿轮3的左端与左轴承之间采用套筒定位。在前面的设计中已经得出齿轮3的宽度为95mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取。齿轮3的右端采用轴肩定位。3） 、轴肩高度h（）可取一个合适的值h=3.0mm,则。又因为齿轮2与齿轮3要保持一定的距离，由于在前面已说明齿轮2与齿轮3 之间的距离为24mm。故轴。同理齿轮2的右端与右轴承之间采用套筒定位，在前面的设计中已得到齿轮2的齿宽为43mm，故

20、。4）、取齿轮2和3的轮毂距箱体内壁之间的距离为a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm,已知圆锥滚子轴承的宽度为，齿轮3的宽度为，齿轮2的齿宽为，则： 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。图7-3 中速轴的载荷分析图7.2.4.3轴上零件的周向定位齿轮2、3与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献【2】中表14-10查的平键截面，键槽长为80mm（A型双圆头键），同理，按选用平键为，键槽长为36mm，由后文键的强度校核可知此处为B型键（平头），并且用两个在轴的周向方向上相隔180度的键槽，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮

21、毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。7.2.4.4确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中的表12-2，由于轴的两端直径一样，故均取倒角为，各轴肩处的圆角半径7.2.5求轴上载荷首先根据前面轴的结构图（图7-3）做出轴的载荷分析图（7-4 ）在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取a值.对于30308型圆锥滚子轴承，由手册中可查得a=19.5mm，由前面数据设小齿轮轮宽 ，大齿轮轮宽。因此作为简支梁的轴的支撑跨距： 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7-4）从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出截面B处的、

22、及的值如表7-1所示（参看图7 -4）表 7-2截面B处的,及的值载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M 总弯矩扭矩T7.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据文献【1】中式12-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1】的表12-1查得。因此，所以此轴是安全的。7.3 高速轴的结构设计及计算7.3.1 轴上的功率P1、转速N1和转矩T1的计算在前面的设计中得到： 7.3.2 求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到高速级齿轮的分度圆直径为

23、7.3.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（12-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表12-3，取，于是就有 与此轴配合的大带轮孔径最大值由文献【2】表21-2查得55mm，取输入轴的最小直径也就是安装V带轮处的直径。7.3.4 轴的结构设计7.3.4.1拟定轴上零件的装配方案由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，故采用图7-4所示装配方案。图7-4高速轴轴的结构与装配7.3.4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。(1）为了满足V带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h=(0.07-0.1)

24、d,故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。V带轮与轴段配合的轮毂孔长度,为了保证轴端挡圈对于V带轮的固定，故-段的长度应比L1略短一些，现取。（2）初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为斜齿轮，应考虑存在轴向力，轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由文献【2】表15-3初步选用圆锥滚子轴承30308，其尺寸为： 故，而。左右两端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据文献【2】可以知道30308 型的定位轴肩的高度由于，但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，综合考虑得，取。（3）由于采用齿轮轴，齿轮处的轴段的分度圆直径直径；在前面的设计中已

25、经得出齿轮轮毂的宽度为50mm，故。 （4）轴承端盖的总宽度为25mm（由减速器及轴承端盖的结构决定）。根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V带轮右端面间的距离(文献【1】图12-21)，故取。（5）前面7.1.4设计中提到取中间轴上大小齿轮的轮毂距箱体内壁的距离a=16mm，中间轴上齿轮2的轮毂与齿轮3的轮毂之间的距离为c=24mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm(文献【1】图12-21),已知圆锥滚子轴承与轴段配合的宽度为B=25.25mm，高速级上小斜齿轮轮毂的长度为L=50mm，则 至此，已初步确定轴的各段直

26、径和长度。7.3.4.3轴上零件的周向定位V带轮与轴的周向定位采用平键连接，V带轮与轴的连接，选用平键为， ,V带轮与轴的配合为（过盈配合）。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。7.3.4.4确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【1】中的表12-2，取轴的小端倒角为，各轴肩处的圆角半径取R=1.6。7.3.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图7-4）做出高速轴的载荷分析图（图7-5）图7-5 高速轴的载荷分析图对于30308型圆锥滚子轴承，由手册中可查得a=19.5mm。由5.2.2可知大V带轮轮毂长L=60mm。 因此作为简支梁的轴的支撑跨距，由5.1.8章

27、节中可知V带对轴的压力Q=1110N，Q和，处于垂直面内，水平面内只有 作用在C截面 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7-5）从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的、及的值如表7-3所示（参看图 7-5）表 7-3截面C处的,及的值载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩MC截面：B截面：C截面左侧： C截面右侧： 总弯矩B截面： C截面左侧： C截面右侧：扭矩T取最大值校核。7.3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】中式12-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转

28、切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1】的表12-1查得。因此，所以此轴是安全的。7.3.7 精确校核轴的疲劳强度7.3.7.1判断危险截面从受载的情况来看，截面C处受到的应力最大，但此处轴与齿轮制成一体轴径最大，而且应力不集中，故截面C不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和截面应力集中最大，但截面不受扭矩作用，故不必校核。截面右侧是齿轮和轴制成一体的结构而且轴径最大，故不必校核。所以只需校核截面左侧即可。7.3.7.2截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力为 截面上的扭转切应力 轴的

29、材料为45钢，调制处理。由文献【1】中的表1-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【6】查取。因为，经插值后可查得： ，由文献【6】查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按车削加工，由文献【4】中的表20-19得表面质量系数为则按文献【1】中的式（2-19）轴按车削加工由文献【6】查得应力折算系数，于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（12-6）式（12-8）则得故可知其安全。轴的设计基本上就这样了。八、轴承的寿命校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所

30、承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。8.1低速轴齿轮的载荷计算由上述7.1中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力： 分度圆直径：圆周力： 径向力：轴向力： 8.2轴承的径向载荷计算8.3计算内部派生轴向力对于左轴承，根据文献【1】中表10-5得： , 按表10-10，有对于右轴承，根据文献【1】中表10-5得： 按表10-10，有8.4求轴承的轴向载荷因，故左轴承为紧端，右轴承为松端，则 8.5计算当量动载荷对于左轴承，根据文献【1】中表10-5得： , 对于右轴承，根据文献【1】中表10-5得： 8.6轴承寿命的计算及校核根据文献【1】中表106按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，由文献【1】表10-7，表10-8查的，圆锥滚子轴承30314，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。已知轴的转速为。由文献【1】中P251可知，故根据文献【1】中10-13式可算出轴承基本额定寿命为 故轴承绝对安全。九、键联接强度校核计算9.1普通平键的强度条件根据文献【1】第4章可知：式中：传递的转矩() 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（） 键的工