设计 带式输送机传动装置机械设计说明书

1、 机械设计基础课程设计计算说明书设计题目 带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器 系 机械系 专业 材料成型及控制工程 班级 15-1 设计者 孙新凯 指导教师 2017年 06 月 12 日目录一、设计任务书0二、带式运输送机传动装置设计1三、普通V带传动的设计4四、斜齿圆柱齿轮传动设计6五、滚动轴承和传动轴的设计10六、轴键的设计18七、联轴器的设计18八、润滑和密封19九、设计小结20十、参考资料20一.设计任务书一.设计题目设计带式输送机传动装置。二.工作条件及设计要求1. 工作条件：两班制，连续单项运转，载荷较平稳室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2. 使用折旧期：8年;3. 检查间隔期

2、：四年一次大修，两年一次中修,半年一次小修；4. 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V5. 运输带速允许误差为5%。6.制造条件及批量生产：一般机械厂制造，小批量生产。三.原始数据第二组选用原始数据：运输带工作拉力F=2200N 运输带工作速度V=1.1m/s 卷筒直径D=240mm四.设计任务1.完成传动装置的结构设计。2.完成减速器装备草图一张（A1）。3.完成设计说明书一份。二.带式运输送机传动装置设计电动机的选择1.电动机类型的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机2.电动机功率的选择：=Fv/1000=2200*1.1/1000=2.42kw3.确定

3、电动机的转速：卷筒工作的转速 =60*1000/(*D)=60*1000*1.1/(3.14*240)=87.58r/min 4.初步估算传动比：由机械设计基础表14-2，单级圆柱齿轮减速器传动比=620电动机转速的可选范围； =i· v=(620)87.58=(525.481751.6) r/min因为根据带式运输机的工作要求可知，电动机选1000r/min或1500r/min的比较合适。5.分析传动比，并确定传动方案（1）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。传动装置是否合理将直

4、接影响机器的工作的性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要结构简单，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。传动方案采用两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级圆柱齿轮减速器选用V带传动是V带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可以缓和和冲击振动。齿轮传动的传动效率高，使用的功率和速度范围广、使用寿命较长。由于本运输送机是在室内，考虑工作的背景和安全问题，固在齿轮区采用封闭式，可达到更好的效果。故其方案示意图如下图所示：6.传动装置的总功率由图1可知：由机械设计手册表1-5

5、可知。初选弹性联轴器、球轴承、8级齿轮精度查表可知=096*099*0.97*0.99*099*0.99*0960.867.电动机所需的工作功率查机械设计课程设计手册表12-1可知。符合同步转速1000r/min Y132S-6和1500r/min Y100L2-4适合，考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格比较，则选n=1500r/min。即确定这里取Y100L2-4其额定功率，满载转速为1430r/min。8.分配传动比又 考虑润滑条件为使两级大齿轮直径相近取i带=4则 i齿=4.19.计算各轴的转速轴 n1=nm=1430r/min轴 n=n/i1=1430/4=357.5r/min轴 n

6、= n/i=357.5/4.1=87.2r/min卷筒轴nw= n=87.2r/min10.计算各轴的功率 轴 p1=pd=2.81kw 轴p=322.67×0.99×0.97=2.56kw轴p=p32=2.67×0.99×0.97=2.56kwP卷= p42=2.56×0.99×0.99=2.51kw11.计算各轴的转Td=9.55×106×Pd/nm=1.88×104N/mmT1=Td=1.88×104N/mmT=9.55×106×P/n=7.13×104N/m

7、mT轴=T3×2×i=2.82×105N/mm卷筒轴 T卷=T42=2.76×105N/mm12.运动和动力参数计算结果列出表轴名参数轴轴轴卷筒轴转速n（r/min）1430357.587.287.2输入功率P（kw）2.812.672.562.51输入转矩T()1.88×104N/mm7.13×104N/mm2.82×105N/mm2.76×105N/mm传动比i 44.1 1效率 0.95 0.96 0.98三.普通V带传动的设计设计说明书步骤计算及说明结果（1）计算功率查机械设计基础表7-8可知取则（2）选择

8、带型据和由 图10-3可知 选A型带A型（3）确定带轮基准直径由机械设计基础表7-9可知，确定则查机械设计基础表取标准值（4）验算带速V=6.74 因为5m/sv25m/s符合要求（5）计算带长初定中心距初选V带中心距a0=750mm取带的基准长度由机械设计基础表7-3选取相近的（6）确定中心距a=759 mm（7）验算包角160º90º 符合要求（8）确定带的根数Z据和 ，查机械设计基础表7-5可知P0=1.07查表7-6可知.由小轮包角查表7-7。查表7-3可知. 则有取Z=4(9)单根V带的的初拉力由机械设计基础查表7-2得A型V带的单位质量长度q=0.1kg/m所以

9、（10）作用在轴的力小带轮采用实心式dd1=75mm 大带轮为轮辐式dd2=300mm由机械设计基础表7-2取单根带宽为13mm取带轮宽为52mm轮毂宽度48mm四.圆柱齿轮传动设计设计说明书步骤计算及说明结果（1）选择齿轮齿轮类型材料和精度选用斜齿圆柱齿轮传动 ，小齿轮选用45钢调质处理，硬度为217255HBS;大齿轮选用45钢正火，硬度为169217HBS。因为是普通减速器，有机械设计基础表9-1选用8级精度。小齿轮选用45钢调质处理，硬度为230HBS;大齿轮选用45钢正火，硬度为190HBS(2)接触疲劳强度设计载荷系K小齿轮转矩齿数和齿宽系数许用接触应力初选螺旋角=13º

10、一般在8º25º两齿轮均为刚质齿轮，由式9-3可求出值，先确定有关参数与系数；查表9-4取K=1.2K=1.2 小齿轮齿数取.则大齿轮齿数为,单级齿轮传动对称布置，由表9-8取齿宽系数由图9-6查得查表9-7查得安全系。按预期寿命10年，单向运转，两班制工作，计算应许用接触应力分度圆直径由式（9-3）得d1 2KT1/d*u-1/u(ZEZHZ)21/3 （3）几何尺寸计算查表8-2.取标准模数m=2.5mm. d1=mnZ1/cos=2.5×24/0.97=61.86mmd2= mnZ2/cos=2.5×98/0.97=252.58mmb2=d

11、5;d2=1×61.86=61.86mmb1=b2+(510)=66.8671.86mm圆取整b1=70mm b2=65mm 则m=2.5d1=61.86mmd2=252.58mmb2=65mm b1=70mm（3）几何尺寸计算取a=157mm（4）按齿根弯曲疲劳强度校核许用弯曲应力齿形系数及应力修正系数强度校核齿轮圆周速度根据式,如,查得 由表9-7查得YFs1=4.15YFs2=3.94重合度系数Y按式（9-8）计算得Y=0.25+0.75/1.66=0.7螺旋角系数Y=1-*/120º=1-1*14.07º/120º=0.88计算大小齿轮的YFS/

12、F并加以比较YFS1/F1=4.15/433.5=0.0096 YFS2/F2=3.94/324.6=0.0121由表可知小齿轮较弱故代入大齿轮数据进行校核有F1=2KT1/bd1mn* YFS1*Y*Y=2*1.2*7.13*104*4.15*0.7*0.88/70*61.86*2.5=43.52<F2故弯曲强度足够可知选8级精度合适五. 滚动轴承和传动轴的设计一.轴的结构设计1.输出轴 P=2.56kwn=87.2r/minT=2.82*105N*mm 2求作用在齿轮上的力低速大齿轮的分度圆直径d2=mZ2/cos=2*98/cos14.07º=252.28mm而切向力Ft

13、=2T/d2=2.82*105*2/252.58=2232.96N=20º径向力Fr=Fttan/cos=2232.96*0.36/0.97=828.73N轴向力 Fa=Fttan=2232.96*0.25=558.24N3. 初步确定轴的最小直径材料45号钢 正火处理查表12-1取抗拉极限b=590MPa 查表12-5取对称循环许用弯曲应力-1b=55MPa查表12-3取C=110代入下式Dmin=c(P/n)1/3=33.93mm由于轴上有一个键槽故d=1.05dmin所以d=35.63mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-为了使所选轴直径d-与联轴器的孔径相适应，故

14、需同时选取联轴器型号。4联轴器的计算转矩：Tca=KT查机械设计基础表10-1 13-1 取K=1.5 则Tca=KT=423000N·mm计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件且结合d-查查机械设计基础表8-7选LX3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250000N·mm，半联轴器孔径d=38 取半联轴器长度L=82mm与轴配合的毂孔长度L=60mm5. 轴的结构设计;径向尺寸的设计：d1=38mm h=0.071d2=d1+2h38×(1+2×0.07)=43.32mm所以d2处将安装密封毡圈，标准直径应取d2=45mmd3与轴承内径配合，取d3=50

15、,选轴承型号T210cd4与齿轮孔径配合 按标准直径系列取d4=53mmd5=60mm6轴的强度校核 1.齿轮受力 大齿轮 d2=252.58mm 转矩T3=9.55*106*P/n=280366.97N·m切向力 Ft=2T3/d2=2220N 径向力Fr=823.92N轴向力Fa=555N 2.轴的受力简图 3.计算支撑反力水平面： FH1*100+Fa*d2/2+Fr*55=0 FH2+FH1=Fr 得 FH1=1154N FH2=-330N4. 绘制弯矩图： Fr b截面 （MH1）max=FH1*45=51930N·mm （MH2）max=-MHb+Fa*d2/2

16、=51930+555*126.29=18161N·mmFt 垂直方向 FZ=0 Ft-Fv2-Fv1=0 Mb=0 55Fv2=45Fv1 Fv1=1221N Fv2=999N （Mv1）max=45Fv1=1221*45=54945 （Mv2）max=55Fv2=999*55=549455. 大齿轮轴轴承寿命校核1. 轴承径向载荷 FH1=1154N FH2=-330N 齿轮轴向力Fa=-555N2. 派生轴向力大小选轴承代号为7010C由机械设计基础表11-9 额定静载为22000N Fa/cor=555/22000=0.253 取e=0.4Fda=0.4*FH1=0.4*115

17、4=461.6N 向右 Fdc=0.4*FH2=0.4*330=132N 向左因齿轮轴向力向左且FatFDC>fda ,所以A轴承压紧 C放松 则轴向力为;Fa1=555+132=687N 向左 Fa2=461.6N 向右因 Fa1/cor=687/22000=0.031 Fa2/cor=461.6/22000=0.021 查表 e1=0.43 e2=0.40所以Fda=e1·FH1=0.43*1154=496.22N当量动载荷的求解 Fa1/FH1=687/1154=0.595>e1 径向x=0.44 轴向Y=1.3 Fa1/FH1=461.6/330=1.398>

18、;e2 x=0.44 Y=1.4 P=fP（xFr+YFa）由机械设计基础表11-8取 fP=1.2Pra=1.2*(0.44*1154+1.3*687)=1681.032Prc=1.2*(0.44*330+1.4*461.6)=949.28 故只需对A轴承进行校核检验A轴承的寿命 基本额定动载26.5kw 由Lh=(106/60n)*(c/Pra)3=(106/60*87.2)*(26500/1681.032)3=748171.06128年>8年六.轴键的设计1.带轮与输入轴间键轴径 d=25 轮毂长度L=35mm 查机械设计课程设计手册表4-1选择A型平键 b=8 h=7 L=28

19、(GB/T/1095-2003)3.输出轴与齿轮间键的选择轴径 d=63 轮毂长度 L=70mm 小型平键;b=18 h=11 L=56 (GB/T/1096-2003)3.输出轴与联轴器间键的选择 d=38 L=59 A型平键 b=10 h=8 L=50mm (GB/T/1096-2003)七联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算 由可知其中为工作情况系数，由课本表5-2得计算转矩（3）型号选择根据，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014-2003，选用HL2型弹性柱销联，其额定转矩 许用转速n=5600r/min 。因为故符合要求八 .润滑和密封1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。