带式传动机的传动设计Word文件下载.docx

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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，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，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围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。

本设计采用的是单级直齿轮传动（说明直齿轮传动的优缺点）。

说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合（如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成）。

二、传动系统的参数设计

已知输送带的有效拉力Fw＝2350，输送带的速度Vw=1.5,滚筒直径D=300。

连续工作，载荷平稳、单向运转。

1）选择合适的电动机；

2）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；

3）计算传动装置的运动参数和动力参数。

（一）选择电动机

1、选择电动机类型：

按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠

笼型三相异步电动机。

1绪论……………………………………………………………………………1

1.1数控机床知识…………………………………………………1

1.2数控铣床的分类………………………………………………1

2总体方案的确定…………………………………………………5

2.1XKA5032A/C数控立式升降台铣床及其主要参数………………………5

3刀库的设计……………………………………………………9

3.1确定刀库容量……………………………………………………………9

2、选择电动机容量

工作机所需功率：

其中带式输送机效率ηw=0.94。

电动机输出功率：

其中η为电动机至滚筒、主动轴传动装置的总效率，包括V带传动效率ηb、一对齿轮传动效率ηg、两对滚动轴承效率ηr2、及联轴器效率ηc，值

计算如下：

η=ηb•ηg•ηr2•ηc=0.90

由表10—1（134页）查得各效率值，代入公式计算出效率及电机输出功率。

使电动机的额定功率Pm＝（1～1.3）Po，由表10—110（223页）查得电动机的额定功率Pm=5.5。

3、选择电动机的转速

计算滚筒的转速：

95.49

根据表3—1确定传动比的范围：

取V带传动比ib＝2～4，单级齿轮传动比ig＝3～5，则总传动比的范围：

i＝（2X3）～（4X5）＝6～20。

电动机的转速范围为n´

=i•nw（6~20）•nw=592.94~1909.8

在这个范围内电动机的同步转速有1000r／min和1500r／min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000，根据同步转速确定电动机的型号为Y132M2-6，满载转速960。

型号

额定功率

满载转速

同步转速

Ｙ１３２Ｍ２－６

５．５

９６０

1000

（二）计算总传动比并分配各级传动比

1、计算总传动比：

i=nm／nW=8～14

2、分配各级传动比：

为使带传动尺寸不至过大，满足ib<

ig，可取ib＝2～3，

则齿轮传动比ig＝i／ib（在4左右，取小数点后两位，不随意取整）。

（三）计算传动装置的运动和动力参数

1、各轴的转速：

n1=nm/ibn11=n1/ignw=n11

2、各轴的功率：

P1=Pm·

ηbP11=P1·

ηr·

ηgPw=P11·

ηc

3、各轴的转矩：

T0=9550Pm/nmT1=9550P1/n1T11=9550P11/n11Tw=9550Pw/nw

最后将计算结果填入下表：

.

参数

轴名

电机轴

I轴

II轴

滚筒轴

转速n（r/min）

nm=960

n1=384

n11=96

nw=96

功率P（kW）

Pm=5.5

P1=5.28

P11=5.08

Pw=4.99

转矩T（N·

m）

T0=54.71

T1=131.31

T11=505.67

Tw=496.5

传动比i

ib=2.5

ig=4.02

1

效率η

ηb=0.96

nb·

ηr=0.96

ηc=0.98

三、带传动的设计计算

已知带传动选用Y系列异步电动机，其额定功率Pm=5.5，主动轮转速nw=960,从动轮的转速n1=384,ib=2.5。

单班制工作。

有轻度冲击。

（一）确定设计功率

查表34—3，取KA：

1．2，故Pd=6.05kw

（二）选V带型号

Pd=KAP=1．2×

11=6.05kW

（三）确定带轮直径

根据Pd和nl查图34—9，选B型普通V带

由表34—4，取小带轮基准直径ddl=125mm，传动比2.5

大带轮基准直径dd2=idd12.94×

125=312.5mm，圆整da2=315mm

（四）验算带速

验算

=6．28m／s所以合适

（五）确定带的基准长度和

由0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）初定中心距a0＝700mm带的基准长度为

传动中心距Ld0

2×

700+

（125+375）+（375-125）2=2208mm

（六）验算小带轮包角

查表34—2，取Ld=2800mm

由式（34—9），实际中心距a=a0+

=647mma1

180°

-57.3°

×

155

（七）计算带的根数

由式（34—11），z=

由ddl=125mm，n1=960r／min，查表34—5，

P1=0.8kW

查表34—6，B型带，Kb=2．67×

10-3，查表34—7，由I=2．5，得

Ki=1．14

P1=2.67×

10-3×

960=0.32kW

Ka=1.25（1-5-a1/180°

）=1.25（1-5-160°

/180°

）=0.937

查表34—2，由Ld=2800mm，得KL=1.03

则Z=

6.7取c＝7根

（八）计算初拉力

查表34—1，B型带，q=0．17kg／m;

由式（34—13）得

F0=500×

＋0.17×

6.352=249.1N

（九）计算对轴的压力

由式（34-14）得Ｑ=2zFosin

5×

1×

sin

＝3434.4N

四、齿轮的设计计算

已知传递的名义功率P1＝5.28，小齿轮转速n436.36，传动比ig＝4.05连续单向运转，传动尺寸无严格限制；

电动机驱动。

（一）选精度等级、材料及齿数

精度等级选用8级精度。

（二）按齿面接触强度设计

试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝96；

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

按式

查表35-12得Ka=1初估速度=4

由图35-30b查得Kv=1.1取

=0

由式

=[1.88-3.2（

+

）]cos

=1.713取

=1

由图35-31得,K

=1.46由图35-32得,K

=1.05所以K`=1.364

（三）传动尺寸计算

d`

61.4v=

=3.08

因与初估圆周速度相差较大，故应修正载荷系数及小齿轮直径

由图35-30b得Kv=1.03,K=1.276，d1=59.5,

=147.6，取150mm

=2.48,

取m=2.5d1=

=60d2=ud1=240b=

取b1=70,b2=60

（四）结构设计

以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

五、轴的设计计算

（一）主动轴的设计计算

已知传递的功率为P1=5.28，主动轴的转速为n1=384，小齿轮分度圆直径d1=60，啮合角d=20，轮毂宽度B小齿轮＝700mm，工作时为单向转动。

1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力（按教材表39—1、39—8）

材料

热处理

硬度

抗拉强度

许用弯曲应力

主动轴

45号钢

调制

217~255

650MPa

60MPa

2、画出轴的结构示意图（见附件图一）。

3、计箅轴各段直径

由教材表39-7得：

A=118～106，取A=118（取较大值）

d1"

27.14,

轴上有一个键槽，故轴径增大５％

d1’=d1”×

（1+5%）＝28.50按138页圆整dl=30

d2’=d1+2a=d1+2×

（0．07-0．1）×

d1=34.2-36，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=35。

d3’=d2＋（1～5）mm＝36-40，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3＝40。

所选轴承型号为6208，B＝18，D＝80，G＝22.8，C0r=15.8，d4’=d3+（1-5）mm=41-45，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径；

一般取0,2,5,8为尾数。

取d4=45、d5=d3=40，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类型。

4、计笪轴各段长度

B带轮=（Z一1）e+2f=，e、f值查教材表34-8

L1’=（1.5～2）d1，取Ll=58

L2=l1+e+m=50

e=1.2d3，其中d3为螺钉直径，查表5—1得

m=L-Δ3-B轴承小

=6+C1+C2+（3～8）-Δ3小一B轴承小=20

式中6、Cl、C2查表5—1。

l1、Δ3小查表6—8,若m<

e取m=e即可。

L3=B轴承小+Δ2小+Δ3小，Δ2小查表6—8

<

10—15，故小齿轮做成齿轮轴，L4＝B小齿轮

L5=L3

5、校核轴的强度

求轴上的载荷

Mm=316767N.mmT=925200N.mm

弯扭校合

6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差

（二）从动轴的设计计算

已知传递的功率为P11=5.08，从动轴的转速为n11=96，大齿轮分度圆直径d2=240啮合角α=20°

轮毂宽度B大齿轮＝600mm，工作时为单向转动。

轴名

材料

硬度

抗拉强度ob

许用弯曲应力[o川b

从动轴

正火

170-217

600MPa

55MPa

画出轴的结构示意图（见附件图二）。

计算轴各段直径

A=118～106，取A=115（取较大值）

d1"

轴上有一个键槽，故轴径增大5％

（1+5%）＝45，为使所选轴径与联轴器的孔径

相适应，故需同时选取联轴器。

相配合的联轴器选HL4型弹性柱销联轴器，轴径相应圆整为dl’，半联轴器长l=112。

d2’=d1+2a1=d1十2×

（0.07-0.1）×

dl=36.48-38.4，因d2必须符

合轴承密封元件的要求，取d2=55。

d3’=d2+（1～5）mm=41-45，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3=。

所选轴承型号为6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8

d4’=d3+（1～5）mm=，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径：

取d4=62

d5’=d4+2a4=d4+2×

d4，d5=75（取整）

d6=d3=60，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类犁。

半联轴器的长度l=112，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第1段的长度应比l略短一些，按138页取L1=82

l2=l1+e+m‘=50

e=1．2d3，其中d3为螺钉直径，查表5—1得

m=L-Δ3-B轴承小

L3=B轴承大+Δ2大+Δ3大，Δ2大＝Δ2小＋

=54（公式中Ｂ为齿轮宽度）

L4=B大齿轮一2＝60

L5=b=1.4a4=12取整）

L6=Bz轴承大＋Δ2大+Δ3大－L5=31

2、校核轴的强度

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

3、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差（例图）略

计算注意事项：

1、主动轴与从动轴的e应相等，2、主、从动轴m+Δ3+B螈应相等。

六、键的选择与验算

（一）主动轴外伸端处键的校核

已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1＝131，轴径为d1=30，轴长L1=58带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击。

1、键的类型及其尺寸选择

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。

根据轴径d=30，由表10-33，查得：

键宽b=8，键高h=7，因轴长L1=58，故取键长L=50。

2、验算挤压强度

将I=L—b，k=0.4h代入公式得挤压应力为

53.82Mpa

由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应力[

]50—60MPa，ap<

[

]，故挤压强度足够。

3、确定键槽尺寸及相应的公差

（以

为例）由附表10-33得，

轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的极限偏差为：

。

毂槽宽为

20Js9±

0.026，毂槽深h=4.9mm。

H7对应的极限偏差为0.030。

4、绘制键槽工作图（见附件图三）。

（二）从动轴外伸端处键的校核

已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T11=505轴径为d1=45，宽度L1=82。

联轴器、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击。

根据轴径d=45，由表10-33，查得：

键宽

b=12，键高h=8，因轴长L1=82，故取键长L=70

52.41Mpa

（以

轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，

r6对应的极限偏差为：

毂槽宽为20Js9±

（三）从动轴齿轮处键的校核

已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T11=505，轴径为d1=52，宽度L4=58。

齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击。

b=14，键高h=9，因轴长L1=60，故取键长L=45

59.17Mpa

由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应

力[

轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的

极限偏差为：

0.026，毂槽深

h=4.9mm。

H7对应的极限偏差为0.030

注意：

从动轴的许用挤压应力[op]：

100—120Mpa。

键的工作图都需要画出。

七、轴承的选择与验算

（一）主动轴承的选择与验算

已知轴颈直径d3=40，n1=384Rva=1192Rvb=1192，运转过程中有轻微冲击。

1、确定轴承的基本参数

由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数。

2、计算当量动负荷P

P=RvA、RⅧ中较大者，P=1.2

因球轴承，故c=3，查教材表38-10，取fd=1，

3、计算基本额定寿命

查教材表38-11，取gT=1

代入计算得：

Lh=

故所选轴承合适。

（1h’可查表或按大修期确定）。

（二）从动轴承的选择与验算

已知轴颈直径d3=60，n11=96，RvA=3063，Rw=3063，运转过程中有轻微冲击。

由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数

P二RvA、RⅧ中较大者,P=1.2

因球轴承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1，

代入计算得：

如寿命过大，则重选轴承型号，取轻或特轻系列。

八、联轴器的选择与验算

已知联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速nh=96，传递的功率为P11=5.08传递的，转矩为T"

=505，轴径为d1=45。

类型选择

为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴器，代号为HL。

1、计算转矩

由教材表43-l，选择工作情况系数K=1.25、Tc=K·

TⅡ=631.96。

2、型号选择

按计算转矩、轴径、转速，从标准中选取HL3型弹性柱销联轴器，采用短圆柱形轴孔。

公称转矩：

Tn=630>

Tc

许用转速：

n1=1000>

n11

主动端：

了型轴孔、A型键槽、轴径，半联轴器长度。

联轴器的选择结果：

型号

轴孔直径

轴孔长度

公称转矩

许用转速

HL4

45

112

1250

4000

九、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。

箱体主要尺寸计算如下：

名称

符号

尺寸

箱体厚度

具体内容参照23页表5-1

8mm

十、齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择

（一）减速器的润滑

1、齿轮的润滑：

根据齿轮的圆周速度6.28

选择10mm润滑，浸油深度，润滑油粘度为59。

2、轴承的润滑：

滚动轴承根据轴径选择脂润滑，润滑脂的装填量，润滑脂的类型为钙基2号、钠基2号。

（二）减速器的密封

1、轴伸出处密封：

轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润

滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式。

2、轴承室内侧密封：

采用挡油环密封方式，其作用是防止过多的油，杂

质以及啮合处的热油冲入轴承室。

3、箱盖与箱座接合面的密封：

采用密封条密封方法。

十一、减速器附件的设计

说明：

按课程设计进行设计，对每一种附件，说明其作用，并画出结构示意图。

（一）窥视孔盖和窥视孔的设计

作用：

检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注入润滑油。

结构示意图：

窥视孔开在机盖的顶部，应能看到传动零件啮合，并有足够的大小，以便于检修。

（二）排油孔与油塞

排放污油，设在箱座底部。

放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其结构如图：

十二、致谢

经过半月的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个专科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。

在这里首先要感谢我的指导老师张仲昌、张纪良和王进野老师。

张老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。

我的设计较为复杂烦琐，但是张老师仍然细心