带式输送机传动装置课程设计说明书Word文件下载.docx

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\传动类型

选用指标

平型带

三角带

齿轮传动

功率（KW

小（20）

中（W100）

大（最大可达50000）

单级传动比（常用值）

2--4

圆柱

圆锥

3--6

2--3

最大值

6

15

10

6--10

（二）设计目的

《机械设计》课程是一门技术基础课，目的在于培养学生的机械设计能力。

课程设计是《机械设计》课程最后一个重要的实践性教学环节，也是机械类及近

机械类专业学生第一次较为全面的机械设计训练。

本课程设计的主要目的是：

1•培养学生利用所学知识，解决工程实际问题的能力；

2•培养学生掌握一般机械传动装置、机械零件的设计方法及设计步骤；

3•达到对学生进行基本技能的训练，例如：

计算、绘图、熟悉和运用设计

资料（手册、标准、图册和规范等）的能力。

（三）传动方案的分析

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

将直接影响机器的工作性能、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

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一。

本设计采用的是单级直齿轮传动。

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

（一）电动机的选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相导步电动机

2、电动机功率选择：

CD传动装置总效率n:

查表1取皮带传动效率0.96,轴承传动效率0.99，齿轮传动效率0.97,联轴器效率0.99。

3

耳=0.96*0.99*0.97*0.99=0.8945

②所需的输入功率Pw：

（Fw=2600N;

Vw=1.45m/s;

nw=0.96）

Pw=（FwVw”（1000nw）=（2600*1.45”（1000*0.96）=3.93KW

C电动机的输出功率Po：

Po=Pw/r]=3.93/0.8945=4.4KW

选取电动机的额定功率Pm：

Pm=（1~1.3）Po，查表得电动机的额定功率P=5.5KW

3、确定电动机的转速：

计算滚筒工作转速：

nw=60*1000W（nD）=60X1000>

1.45/（n420）=66r/min

由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1=3~6。

取V带传

动比i2=2~4，则总传动比理时范围为i=6~24。

故电动机转速的可选范围为n=（6~24）X66=396~1584r/min。

4、确定电动机型号

根据以上计算，符合这一转速范围的电动机的同步转速有750r/min、1000r/min和

1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速机的传动比，最终确

定同步转速为1500r/min,根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4,

满载转速1440r/min。

主要参数：

额定功率5.5KW，满载转速1440r/min，电动机质量68kg。

（2）计算传动装置的总传动比及分配各级传动比

1、总传动比：

i=1440/66=21.82

2、分配各级传动比：

i=i1*i2,取i1=6，贝yi2=21.82/6=3.637。

（3）运动参数及动力参数的计算

1、各轴转速（r/min）

I轴ni=nm/i2=1440/3.637=395.9r/min

n轴n2=ni/ii=nw=66r/min

2、计算功率的计算（KW）

电动机的输出功率P°

=4.4KW

I轴Pi=4.4>

0.96=4.224KW

n轴Pn=Pinin=4.224*0.99*0.97=4.056KW

（ni为轴承传动效率，n为齿轮传动效率，n联轴器传动效率）

卷筒轴Pj=Pn*ni*n=4.056X0.99X0.99=3.975KW

3、计算各轴扭矩（N•m）

I轴Ti=9550XPi/ni=9550X4.224/395.9=101.89N•m

n轴Tn=9550XPn/nn=9550X4.056/66=586.89N-m

卷筒轴Tj=9550XPj/nj=9550X3.975/66=575.17N-m

将运动和动力参数计算结果整理后列于下表：

运动和动力参数表

参数

轴名

电动机轴

I轴

n轴

卷筒轴

转速n/r?

min-1

1440

395.9

66

功率P/kw

4.4

4.224

4.056

3.975

转矩T/N?

m

29.18

101.89

586.89

575.17

传动比i

3.637

1

三、传动零件的设计计算

（一）V带传动的设计

1、确定计算功率

工作情况系数kA查文献［1］表11.5知：

kA=1.1°

FC=kAP=1.1X4.4=4.84kw

2、选择带型号

根据Pc=4.84kw,nm=1440r/min，查文献［1］图11.15，初步选用普通Z型带。

3、选取带轮基准直径dd1,dd2

查文献［1］表11.6选取小带轮基准直径D1=80mm,则大带轮基准直径

D2二i（1-2^3.637*（1-0.01）*80=288mm

式中，■为带的滑动率，通常取（1%〜2%），查表后取D2=280mm°

大带轮转速n2二（1」）。

山=407.31r/min

D2

4、验算带速v

兀dd1nw兀*80*1440

v史w6.03m/s

60*10060*1000

在5〜25m/s范围内，V带充分发挥。

5、V带基准长度Ld和中心距a

D1D280280

求Dm--180mm

22

--=100mm

2

根据文献［1］中式11.20,初定a=1.5*（D1D2）=540mm

取a=550mm。

由文献［1］中式11.2带长L

色2

L=：

Dm2a—二二*1802*550100*100/550=1683.68mm

a

由文献［1］中图11.4定相近的基准长度Ld=1600mm，再由式（11.3）计算实际中心距

22

L-恵Dm）—8厶=507.55mm

cL-二Dm1a=

44

6、验算包角-：

»

，由式（11.4）得

：

1=180-°

2_U60=156.4°

>

120，合适

7、确定v带根数z

带速v=6.03m/s

实际传动比i=比二1440=3.535

n2407.31

查表11.8单根v带功率P0=0.36KW;

查表11.7包角系数k.=0.937;

查表11.12带长

度系数Kl=1.16，查表11.10,厶P°

=0.03kw，则由公式得Zc=9.267

（P。

+“0）叽

Pc

故选10根带。

8、确定带的张紧力F0（单根带）

查表11.4得q=0.06kg/m，故可由式（11.21）得单根V带的张紧力

F0=500」（

vz

F500旦（空—）qv25004.84（2.5°

937）0.06*6.032=80.13N

匕6.03*100.937

ot

轴上载荷Fq=2zF°

sin—L=2*10*80.13*sin78.2=1568.7328N

由于带轮的实际传动比i2为3.535，现对I轴的运动和动力参数进行重新计算。

I轴转速

I轴功率

I轴扭矩

ni=nm/i2=1440/3.535=407.35r/min

Pi=4.4X）.96=4.224KW

Ti=9550XPi/ni=9550X4.224/407.35=99.03N-m

（二）齿轮传动的设计计算

1.选择齿轮材料及精度等级

<

=350HBS

根据工作要求，考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面，齿面硬度小齿轮：

45钢，调质，HB1=220大齿轮：

45钢，正火，HB2=19Q

由于硬度小于350HBS属软齿面，所以按接触强度设计，再验算弯曲强度。

2.按齿面接触强度计算

①初步计算

6P64.224

转矩「=9.55*109.55*1099028N-mmT1=99028N-mm

n,407.35

取载荷系数K,齿宽系数-：

d

设齿轮按8级精度制造。

'

■d=0.4

取A=85

取di=90mm

b=36mm

查文献［1］表12.10,12.13,取载荷系数K=1.2,'

-d=0.4K=1.2

Ad值，查文献［1］表12.16，

初步计算小齿轮直径

AI~Tc〜3~99028

d13Ad3•=85X3•=88.66

JcH2u.0.4X504.526

初步齿宽b='

「d*d=0.4*90=36mm

d1n1二90407.35

圆周速度v--=1.918m/sv=1.918m/s

60^100060心000

齿数z和模数m初取齿数z1=25,z2=i*z=6*25=150

m=d1/z1=90/25=3.6查文献［1］表12.3,取m=4

z1=d1/m=90/4=22.5，取z1=22，贝Vd1=22*4=88z1=22

di=88mm

Z2=Z1*i=22*6=134mmZ2=134

d2=536mm

d2=134*4=536mm

计算重合度系数Z.

文献［1］表12.12

ZE=189.8MPa

；

a=1.71

计算许用接触应力

查文献⑴表佗14，得Shmin=1.1，SFmin=1.4。

Hlim2=530Mpa

验算

匚h=403MPa

计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。

3、确定传动主要尺寸

实际分度圆直径d

因模数取标准值时，齿数已经重新确定，并已经进行调整，故分度圆直径不会改变，即

d1=mz=4*22=88mm

d2=mz=134*4=536mm

（三）轴的设计计算

1、输入轴的设计计算

（1）、按扭矩初算轴径

选用45号钢，调质，硬度217~255HBS，文献［1］表16.2取c=110,初步确定I轴的直

径d1HC3旦=110*（4.224/395.5）1/3=24.2mmn1

取ddim1=26mm

初步确定n轴的最小直径

ddim=48m

［轴结构图

n轴：

结构图略

同样增大轴径5%~7%,

⑵、轴的结构设计

1轴上零件的定位，固定和装配

由于本设计中为单级减速器，因此可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿

轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定；

两轴承分别以轴肩

和套筒定位，采用过渡配合固定。

轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承依次从右面装入。

2确定轴各段直径和长度

I轴：

详细见结构图

③轴的受力分析

Ft=2251N

垂直受力图

T,^9902N*mm

水平受力图，见上图

垂直受力面，见上图画弯矩图

水平面弯矩图，见上图垂直面弯矩图，见上图合成弯矩图，见上图

二」b=286MPa

”-'

Ob=486MPa

截面I上的应力

初步分析i、n、川、w四个截面有较大的应力和应力集中

（3）、轴的强度校核

下面以截面i为例进行安全系数校核。

对称循环疲劳极限

轴的材料选用45钢，调质，二B=65OMPa,二s=36OMPa,由文献［1］表3.2公式可求疲劳极限:

二」b=0.44；

「b=0.4465O

=0.3“」b-0.3650

脉冲循环疲劳极限

-Ob=1.7；

「」b=1.7286

0=312MPa

等效系数

D/d=35/32=1.O93,r/d=1/32=O.O31和二B=65OMPa，从文献［1］第16章附录表1中查出

k；

_=1.69,k=1.24

表面状态系数

由文献［1］第16章附录表5中查出1=0.92（Ra=32卄,匚B=65OMPa）

尺寸系数

由文献［1］第16章附录表6中查出；

;

.一-0.88,；

-0.81（按靠近应力集中处的最小直径

035查得）

安全系数

弯曲安全系数设为无限寿命，kN=1,由文献［1］式16.5得

S=5.91>

1.5[S]

S-S_6.5813.49

StS26.58213.492

结论：

根据校核，截面I足够安全，同样对于截面n、川、w进行校核，均足够安全。

四、滚动轴承的选择

（一）计算输入轴承

选用30207型单列圆锥滚子轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm,宽度T为18.25mm。

（二）计算输出轴承

选30211型单列圆锥滚子轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.75mm。

（三）轴承的验算轴承参数：

轴承型号

Cr/N

C°

r/N

D/mm

B/mm

N0/（r/min）

30207

54200

63500

72

17

5300

30211

90800

11500

100

21

3800

计算

计算项目

计算内容

计算结果

30207轴承

30211轴承

X、Y

查文献［1］表18.7

X=1,Y=0

冲击载荷系数fd

查文献［1］表18.8

fd=1.2

当量动载荷P

P=fdf

982.8N

956N

使用寿命Lh

Lh=300x8x16=38400

38400

转速

407.35r/min

66r/min

计算额定动载荷

c；

\16670

9622N

5102N

基本额定动载荷

Cr

见上表

9622N<

54200N

5102N<

90800N

选用的30207和30211可以满足使用要求。

五、键联接的选择

本设计均采用：

普通圆头平键。

普通平键一一用于静联接，即轴与轮毂间无相对轴向移动。

构造：

两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩

型式：

大齿轮处选择圆头A型（常用）；

为防转、键（指端铳刀加工）与槽同形、键顶上面与毂不接触有间隙，联轴器与带轮处均选择C型键。

1、输出轴与带轮联接采用平键联接

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C型平键联接。

装配图中该键零件选用GB1096-79系列的键12X56，查得：

键宽b=12，键高h=8,

并根据毂长确定键长I=56mm。

2、键的强度校核

查文献［1］表7.1，键的许用挤压应力［匚P］=140MPa

键的接触长度「制-b=56-12=44mm

1一1

键所能传递的转矩ThldJ84426140=320320N

4」Pi4

所需要传递的转矩为「=99028N•mmT>

「

结论，键的联连挤压强度足够。

六、联轴器的选择

由于本装置工作平稳、转速稳定、无相对位移、两轴可以严格对中，因此选用刚性联轴器。

由于转速较慢V<

35m/s，选铸铁的凸缘联轴器。

六、润滑油及润滑方式的选择

（一）输入轴轴承d1n1=35*407.35=14257mm*r/min

文献［1］表18.17,选脂润滑。

（二）输出轴轴承d2n2=66*55=3630mm•r/min

七、绘制零件结构图

见附件1《小齿轮》。

八、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（略）

九、轴承端盖

略

十、减速器的附件的设计

1、挡圈：

GB886-86

查得：

内径d=55，外径D=65,挡圈厚H=5,右肩轴直径D1>

58;

2、油标：

M12：

d=6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20；

3、角螺塞：

M18X1.5:

JB/ZQ4450-86。

十一、总结

本课程设计达到了设计要求，满足了装置的工作要求。

通过本课程设计，了解了一般机械装置的设计过程，对机械设计课程进行了系统地复习和巩固，对一整套机械装置的设计有了完整的理解和认识，培养和锻炼了设计计算能力。

十二、设计参考文献目录

[1]邱宣怀，郭可谦，吴宗泽等.机械设计（第四版）.北京：

高等教育出版社，2007.

[2]王旭，王积森，周先军等.机械设计课程设计.北京：

机械工业出版社，2005.