带式输送机传动装置设计

1、毕业设计带式输送机传动装置设计院系：机电信息系班别：姓名：学号：指导老师：完成日期：XXXX年x月x日目录总体方案设计.2、设计要求2设计步骤1. 传动装置总体设计方案2电动机的选择32. 计算传动装置的传动比及各轴参数的确定齿轮的设计6滚动轴承和传动轴8165的设计附：两根轴的装配草图键联接设计186. 箱体结构的设计19润滑密封设计20四、设计小结20五、参考资料21一、总体方案设计课程设计题目：带式运输机传动装置设计（简图如下1 带传动2 电动机3 圆柱齿轮减速器4 联轴器5 输送带6 滚筒1. 设计课题：设计一用于带式运输上的单级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，使用寿命5年，每年365

2、天，每天24小时，传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差为+_5%2. 原始数据：题号3第一组运送带工作拉力F/KN运输带工作速度v/（m（5）滚筒直径D/mm1.91.6400二、设计要求1. 减速器装配图1张（三视图，A1图纸）；2. 零件图两张（A3图纸，齿轮，轴，箱体）；3. 设计计算说明书1份（8000字左右）。三、设计步骤1. 传动装置总体设计方案1）外传动机构为V带传动2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器方案简图如下图1带传动；2电动机；3柱齿轮减速器；4联轴器；5输送带；6滚筒一传动方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比需求，同

3、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。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=Fv=19001.6=3.04kW从电动机到工作机传送带间的总效率为223456：0.82由机械设计基础课程设计指导书表2-3可知:ni：带传动0.96(球轴承)n2：齿轮传动的轴承0.99(8级精度一般齿轮传动)n3：齿轮传动0.97(弹性联轴器)n4：联轴器0.97n5：卷筒轴的轴承0.98n6:卷筒的效率0.96所以电动机所需工作功率

4、为3)确定电动机转速Fv100019001.6二3.7Kw10000.82V带传动的传动比ii=(2-4),单级齿轮传动比i2=(3-5),一级圆柱齿轮减速器传动比范围为i=(6-20),而工作机卷筒轴的转速为nw601000vD二76.4r/min所以电动机转速的可选范围为nd二inw=(6-20)76.4=(458-1528)r/min根据电动机类型、容量和转速，由机械设计基础课程设计指导书附录8,附表8-1选定电动机型号为丫132M1-6其主要性能如下表:电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y1600M1-847202.02.0Y132M1-6

5、49602.02.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000Tmin的电动机，所以电动机的类型为丫132M1-63. 计算传动装置的传动比i及各轴参数的确定（1）传动比i为nm96013nw76.4（nm为电动机满载转速，单位：r/min）分配各级传动比时由机械设计基础课程设计指导书表2煜圆柱直齿轮传动比范围i1=（3-5）V带传动范围（2）取值i0=3所以i=131）各轴的转速I轴nII轴卷筒轴1=山二960=320r/mini。3n2=“1二320=76.4r/mini14.188nw=n2=76.4r/minnm为电动机的满载转速

6、r/min;m、m为I轴、II轴（I轴高速轴、II轴为低速轴）的转速，i。电动机至I轴的传动比，X为I轴至II轴的传动比2) .各轴的输入功率车由I车由IP2=国12=20.962=3.2Kw滚筒车由Pw=P2工：=3.20.980.96=3.01Kw.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为：p37Td=9550-=955036.8Nmnm960I车由Ti=9550P1/n1=95503.552/320=106.01NmII轴T2=9550P2/n2=95503.2/76.4=400Nm滚筒车由T卷=9550Pw/nw=95503.01/76.4=376.25Nm将上述计算结果汇总如下表所示:

7、轴名功率P/kw转矩T/(Nm)转速n/(r/min)传动比i效率nI轴3.552106.0132030.97II轴3.240076.44.1180.90卷筒轴3.01376.2576.4电动机3.736.89604. 齿轮的设计1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS大齿轮选用45钢正火,硬度为170-210HBS因为是普通减速器，由表10.21选9级精度，要求齿面粗糙度Ra<3.2?6.3?m.（2）按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出di值。确定有关参数与系数：1 ）、转矩T13552=9.551063552=1.

8、06105Nmm3202 ）、载荷系数K查表10.11取K=1.13 ）、齿数乙齿宽系数小齿轮的齿数乙取为25,则大齿轮齿数Z2=100.因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d"。4 ）、许用接触应力JH1由图10.24查得fm1=560MPafHiim2=530MPa由表10.10查得SH=1O2=60njLh=603201(365*5*24)=8.4108NANi/i=8.4108/4.188=2108查图10.27得ZNT1R.OZZNT?T.1由式（10.13）可得!"H1!"H1ZNT1"JHlimlSh1.025

9、601MPa二571MPa-H-HZnt2二h怙2h530MPA583MPa3535=76.4314571251.1mm62.67mmm=dl=空Imm=25mmZ125m=dl=空Imm=25mmZ125由表10.3取标准模数m=2.5mm(3) 计算主要尺寸d<jAmzAj=2.525mm=62.5mmd2=mz2=2.5100mm=250mmb=dd1=162.5mm=62.5mm经圆整后取b2=65mm。q=b25mm=70mm11amZ1Z22.525100mm=156.25mm22(4) 按齿根弯曲疲劳强度校核由式(10.24)得出,如6心则校核合格。确定有关系数与参数：1)

10、齿形系数Yf查表10.13得丫f1=2.65,Yf2=2.182)应力修正系数乂查表10.14得丫沪1.59,沧=1.803) 许用弯曲应力由图10.25查得由表10.10查得tF1二Fim1=210MPa,;=190MPa。Sf=1.3。Fim2由图10.26查得AOYnT1=Ynt2-1由式(10.14)可得IYNTA_FmA210MPa=162MPaSf1.3YNT1Flim2Sf1.90MPa=146MPa1.32kt2x11x10Ax134丫S二bmtF丫652.5225MPa217?08MPaF2_；F1YfYs=91MPalf2=146MPa丫F1Ys2齿轮弯曲强度校核合格。(5

11、) 验算齿轮的圆周速度vd1n1601000二62528657m/s=0.938m/s601000由表10.22可知，选9级精度是合适的。(6) 计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图略将上述计算结果整理如下表所示:名称小齿轮(mm)大齿轮(mm)分度圆直径d62.,5250齿顶高ha2.52.5齿根高df3.753.75齿全高h6.256.25齿顶圆直径da64.5252齿根圆直径df55242.5基圆直径db58.73234.92中心距a156.25传动比i45V带的设计(1) 确定计算功率Pc由表8.21查得Ka=1.3，由式(8.12)得Fc=KaP=1.35.5kW=7.15kW(2) 选

12、取普通V带型号根据Pc=7.15kWni=960r/min,由图8.12选用B型普通V带。(3) 确定带轮基准直径ddi、dd2根据表8.6和图8.12选取ddi=140mm且dd2=140mr>ddmin=i25mim大带轮基准直径为dd2n1ddi960140=468.99n2286.57按表8.3选取标准值dd2=500mm则实际传动比i、:469.0mm从动轮的实际转速分别为dd2娜i140960n2=ni/i二=286.57r/min从动轮的转速误差率为286.57在-5%以内为允许值100%=0%(4)验算带速v叱dinv=6010001409607.03m/s601000带

13、速在5?25m/s范围内(5)确定带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距a=1500mm由式(8.15)得由表8.4选取基准长度Ld=4000mm由式(8.16)的实际中心距a为IdI。一cc3150-3414.35c*aao-1100967.825mm22中心距a的变化范围为amin=a0.015I-=967.825-0.0153150=920.575mmamax二a0.03Ld=967.8250.033150=1062.325mm（6）校验小带轮包角：1由式（8仃）得:=180。-匸-157.3°=180°-嗣44057.3=160.52°12

14、0°a967.825（7）确定V带根数z由式（8.18）得根据d-1=140mmn1=960r/min,查表8.10，根据内插法可得取P0=2.82kW。由式（8.11）得功率增量为由表8.18查得&=根据传动比i=3.35,查表8.19得K=960r/min贝U由表8.4查得带长度修正系数K=1.13，由图8.11查得包角系数Q0.95，得普通V带根数圆整得z=4（8）求初拉力Fo级带轮轴上的压力Fq由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为由式（8.20）可得作用在轴上的压力Fq为（9）带轮的结构设计按本章进行设计（

15、设计过程及带轮零件图略）。（10）设计结果选用3根B-3150GB/T11544997的V带，中心距a=968mm带轮直径dd1=140mmdd2=469.0mm轴上压力Fc=2067.4N。6.传动轴的设计齿轮轴的设计(1)确定输入轴上各部位的尺寸（如图）1LsT（2）按扭转强度估算轴的直径选用45并经调质处理，硬度217255HBS轴的输入功率为R=4.03KW转速为n严286.57r/min根据机械设计基础P265表14.1得C=107A118.又由式(14.2)得:得:=(25.85028.556)mm确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3

16、%-5%取D1=O30mm又带轮的宽度B=(Z-1)-e+2f=(3-1)x18+2X8=52mm则第一段长度L仁60mm 右起第二段直径取D2=O38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm则取第二段的长度L2=70mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为dxDxB=40x80x18,那么该段的直径为D3=O40mm长度为L3=20m(因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6)右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的

17、内圈外径，取D4=O48mm长度取L4=10mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mn,分度圆直径为62.5mnr)齿轮的宽度为70mn,则，此段的直径为D5=O67.5mnr)长度为L5=70mm 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=048mn长度取L6=10mm(因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6)右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=040mm，长度L7=18mm(3) 求齿轮上作用力的大小、方向： 小齿轮分度圆直径：d仁62.5mm 作用在齿轮上的转矩为：T=9.55x106?

18、P/n=134300N?mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2x134300/250=1074.40N 求径向力FrFr=Ft?tana=1074.40xtan200=391.05NFt，Fr的方向如下图所示(4) 轴上支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：FA=FB=Ft/2=537.2N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么FA'=FB'=Fr/2=195.525N(5) 画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MC二PA24=53.352Nm垂直面的弯矩：MC1=MC2=RAX24=19.2Nm合成

19、弯矩：MC1二MC2二MC2MC12=.533522192002=56.7Nm(7)画转矩图：T1=138.952Nm(8) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：MeC2-MC22(aT)2=100.825Nm(9) 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=100.825Nm,由课本表13-1有:-1=60Mpa则:(Te=MeC2/W=MeC2/(0.1D45)=100825/(0.1X483)=9.11Mpa<-10右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该

20、面也为危险截面：MD=(aT)2-0.6138952=83.371Nm(Te=MD/W=MD/(0.1D13)=83.371/(0.1x403)=13Nmv-1所以确定的尺寸是安全的受力图如下:水平受力側麺受朋垂直而当量驟Me2.输出轴的设计计算按扭转强度估算轴的直径(1)由前面计算得，传动功率P2=4.207kw,n2=76.19r/min工作单向,确定轴上零件的定位和固定方式(如图)ig-十盂采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，硬度2仃255HBS根据课本(14.2)式，并查表14.1，得尸J)114207“118)3n376.19(3)确

21、定轴各段直径和长度CD从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%,取(41.9747.18),根据计算转矩T=9.55X106?P/n=527.324N-rmTc=RAXT=1.3X527324=685.49Nrm查标准GB/T5014违003,选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm轴段长L仁84mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,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左端面的距离为30mm故取该段长为L2=74mmC右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为

22、零，选用6011型轴承，其尺寸为dXDXB=55X90X18,那么该段的直径为55mm长度为L3=32C右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%则第四段的直径取60mm齿轮宽为b=65mm为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mmC右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=O66mm长度取L5=11.5mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=O55mm长度L6=18mm（4）按弯扭合成强度校核轴径按设计结果画出轴的结构草图（图a）1）画出轴的受力图（图b）2）作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）II截面处的弯矩为MHI=2003.3

23、x97/2=97160Nmmnn截面处的弯矩为MHII=2003.3x23=46076N?mm3）作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145II截面处的弯矩为M左二FA?L/2=729.145x97/2=35363.5N-mmnn截面处的弯矩为MI=FVB-23=729.145x23=16770.3Nmm4）合成弯矩图（图e）Ml二（35363.52+97160"）1/2=103396NmmMI=(16770.32+4607g)1/2=49033Nmm5)求转矩图(图f)T=9.55x106xP/n=9.55x106x4.207

24、/76.19=527324Nmm求当量弯矩6)因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6II截面Mei=(609252+(0.6X5273242)1/2=322200N-mm221/2nn截面：MII=(49033+(0.6X527324)=320181Nmm8)确定危险截面及校核强度由图可以看出，截面II可能是危险截面。但轴径d3>d2,故也应对截面nn进行校核。II截面：。el二Me/W=322200/(0.1X603)=14.9Mpann截面：cell二Meu/W=320181/(0.1X553)=19.2Mpa查表得-1b=60Mpa满足。e<o-1b

25、的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。其受力图如下Ft2FHA水平砒水平砒竝面知肉'艮力驟图OSMHBkl11TFvArVBJ，11lA/:M11WInIIIIIIIkJ1-1JT11r17.滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh5X365X24=43800小时1.输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷PP=Fr=391.05N因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=fpFr=1.1X391.05=430.155N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值143800)60Lh)430.155/60286.5777(1=32395.29N查课本P284页，选择6208

26、轴承Cr=29.5KN根据课本式15-5有算得Lh=187589.77>43800二预期寿命足够二此轴承合格其草图如下:Lj-JHXI*-亠)-v2.输出轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=391.05N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值ifJP(.60nL)C-ft(106Lh)查课本P154页，选择6011轴承Cr=30.2KN由课本式11-3有106130200二8055254380060二预期寿命足够二此轴承合格&键的设计1）联轴器的健a、选择键的型号：C型键由轴径d1=45mrp在表14.8查得键宽b=1

27、4mrp键高h=9mrpL=36?160mmL=54mm<(1.6?1.8)d=72?81mml1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得Gy1=4T/(dhl1)=4X525.87X1000/(45X9X47)=110.47MPa<【°jy=120MPa轻微冲击，由表14.9查得)b、写出键的型号：选键为C14X70GB/T1096-1979齿轮键的选择a、选择键的型号：A型键轴径d4=60mm为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表14.8得键宽b=18mmh=11mmL=50200mm取L=56mml2=L-18=56-18=38mmGy2

28、=4T/(dhl2)=4X525.87x1000/(45x11x38)=111.79MPav【°jy】=120MPa轻微冲击，由表14.9查得)b、写出键的型号：取键A18x80GB/T1096-1979输入端与带轮键选轴径d4=30mrp查表14.8取键10X&即b=10，h=8，L=50l2=L-10=60-10=50mm(Tjy2=4T/(dhl2)=4X138.95X1000/(30X8X50)=46.317v【°jyJ9、联轴器的选择1)、计算联轴器的转矩由表16.1查得工作情况系数K=1.3由式16.1得主动端TC1=KT2=1.3X400=520Nm从

29、动端TC2=KTW=1.3X376N?m=488.8N-rrKTn=1250N?m(附表9.4)由前面可知：d迩=40.23?44.37mm又因为d=C(1+0.05)=(40.23?44.37)(1+0.05)=42.24?46.59mmn2=76.4r/minvn=4000r/min由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器2)确定联轴器的型号HL4GB5014-2003。由其结构取L=11.5d=55D=64箱体结构的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，大端盖分机体采用也配合。is61).机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴

30、承座刚度。2).考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面6.3V应精创，其表面粗糙度为。3).机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm圆角半径为R=5b机体外型简单，拔模方便。4.)对附件设计A视孔盖和窥视孔：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，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。B油螺塞：放油孔位于油池最底

31、处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。E位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体润滑密封设计对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于（1.5?2）105mmLr/min，所以采用脂润