设计带式输送机传动装置机械设计说明书.docx

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设计带式输送机传动装置机械设计说明书

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

系机电工程系专业数控技术

班级

设计者

指导教师

2011年07月12日

00

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5

四、直齿圆柱齿轮传动设计6

五、低速轴系的结构设计和校核9

六、高速轴结构设计16

七、低速轴轴承的选择计算18

八、低速轴键的设计19

九、联轴器的设计20

十、润滑和密封20

十一﹑设计小结21

参考资料22

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.设计用于带式运输机的传动装置。

2.该机室内工作，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动。

运输带速

允许误差为5%。

3.在中小型机械厂小批量生产，两班制工作。

要求试用期为十年，大

修期为3年。

三.原始数据

第三组选用原始数据：

运输带工作拉力F=1250N运输带工作速度

V=1.5m/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。

0

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：

PE=Fv/1000=1250*1.5/1000=1.875kw

3.确定电动机的转速：

卷筒工作的转速

nW=60*1000/（π*D）=60*1000*1.5/（3.14*240）=119.43r/min

4.初步估算传动比：

i总

=n电动机

/n卷筒=nd/nw=1000

或

119.43

1500119.43=8.37~12.55

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，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减

1

速器（由《机械设计基础课程设计指导书》表2.2V带传动比在2~4比较合适，圆柱齿轮传动比在3~5比较合适，=6~20在8.37~12.55范围内）

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：

方案简图

6.传动装置的总功率

由

图

1

可

知

：

总带承齿承联承卷

2

由表9-3可知。

初选弹性联轴器、球轴承、

8级齿轮精度

查表可知

总=096*099*0.97*0.99*099*0.99*0960.86

7.电动机所需的工作功率

pd

pE

总

PE

1.875

P

2.2KW

d

0.86

总

查《机械设计基础课程设计指导书》附录8可知。

符合同步转速

1000r/minY132S-6和1500r/minY100L2-4适合，考虑电动机和传

动装置尺寸、重量、价格比较，则选n=1000r/min。

即确定Y132S-6，

其额定功率Ped3KW，满载转速为960r/min。

8.分配传动比

i总

n满

960

nw

8.04

119.43

又i

取i

总i带i齿

齿4则i带2.01

9.计算各轴的转速

轴

轴

n满

960

n

47.76r/min

i带

2.01

n满

960

n

i齿

119.4r/min

i带

2.01*4

10.计算各轴的功率

3

Pp额带2.2*0.962.11kw

PP承齿2.11*0.99*0.972.03kw

P卷p承联2.03*099*0991.99kw

11.计算各轴的转

T

P

9550

2.2

9550

21.89Nm

n满

960

T轴

P

9550

2.11

9550

42.19Nm

n

477.6

T轴

P

9550

2.03

m

9550

162.37N

n

119.4

T卷

P卷

9550

1.99

m

9550

159.13N

nw

119.43

12.运动和动力参数计算结果列出表

轴名

电动机轴

卷筒轴

参数

转速n（r/min）

960

477.6

119.4

119.43

输入功率P（kw）

2.2

2.11

2.03

1.99

输入转矩T（）

21.89

42.19

162.37159.13

传动比i

2.01

4

1

效率

0.96

0.94

0.94

4

步骤

（1）计算功率

（2）选择带型

（3）确定带轮基准直径

（4）验算带速

（5）计算带长

（6）确定中心

距

三.普通V带传动的设计

设计说明书

计算及说明

结果

查表10-4可知取KA

1.2

KA

1.2

则PC

KAP实

1.2*2.22.64kw

PC

2.64Kw

据PC

2.64Kw和n1

960r/min由

图10-3

可知A型

选A型带

由表10-1可知，确定dd1

100

dd1

100

则dd2

960

*100*（1

0.02）

196.98

dd2

200mm

idd1（1e）

477.6

查表取标准值dd2

200mm

V

dd1n1

*100

*960

5.024m/s

V=5.024因为

60*1000

60*1000

5m/s﹤v﹤25m/s符合要

求

初定中心距0.7（100

200）a0

2（100

200）a0

400mm

取a0

400mm

（dd2

2

带的基准长度Ld0

2a0

dd1）

（dd1dd2）

2

4a0

Ld

1250mm

Ld0

1277mm

由表10-3选取相近的Ld

1250mm

aa0

LdLd0

400

12501277

2

2

386.5mm

amin

a0.015Ld

386.5

0.0151250367.75mm

a=386.5mm

5

amaxa

0.03Ld

386.5

0.031250424mm

（7）验算包角

0

0

dd1）a

165

0

1

180

57.3（

dd2

1

符合

1800

57.30200

100

1650﹤1200

要求

386.5

（8）确定带的

据dd1和n1，查表10-5

可知P00.95kw。

i=2.01

和

P0

0.95kw

根数Z

n

查表10-6

可知P0

0.11.由小轮包角查表10-7

P0

0.11

1

K

0.96。

查表10-3可知KL0.93.则有

取Z=3

Z

PC

2.79

（0.95

0.11）

0.96

093

（9）单根V带

F0

500PC

（

2.5

qv

2

ZV

-1）

K

的的初拉力

（10）作用在

500

2.64

2.5

F0

144N

（

1）

2

3

5.024

0.96

0.10（5.024）144.N

FQ

2ZF0sin（

1）2

3144.sin（165）856.6N

FQ

856N

2

2

轴的力

四.直齿圆柱齿轮传动设计

设计说明书

步骤计算及说明

（1）选择齿小齿轮选用45钢调质处理，硬度为217～255HBS;

轮材料和精大齿轮选用45钢正火，硬度为169~217HBS。

因为

度是普通减速器，有表11-2选用8及精度。

结果

小齿轮选用45钢调质处理，硬度为217～255HBS;大齿轮选用45钢正火，硬度为169~217HBS

6

（2）接触疲两齿轮均为刚质齿轮，由式（11.6）可求出d1值，

劳强度设计

先确定有关参数与系数；查表

11-3取K=1.1

①载荷系K

106

2.11

4.219105

T19.55

Nm

N

mm

②小齿轮转

477.6

矩T1

③齿数Z1

和

小齿轮齿数取Z1

20.则大齿轮齿数为Z2

79

单级

齿宽系数d

齿轮传动对称布置，由表11-5

取齿宽系数d

1

④许用接触

由图11-8

查得σHlim1

560Mpa

应

力

σH

σHlim2

530Mpa查表11-7

查得安全系SH

1.0。

按预期寿命10年，单向运转，两班制工作，计算应

④许用接触力循环次数N1、N2.则

K=1.1

T14.219105Nmm

Z120Z279d1

σHlim1560Mpa

σHlim2530Mpa

SH1.0

应力

N160njLh60477.6110525161.19109

σH

N2

N1

1.19

109

8

i

2.9810

由图11-11

4

得ZN11

ZN21.07,由式（11.9）有

σH

σH

1

2

560Mpa

567.1Mpa

σH1

σHlim1

ZN1

5601Mpa560Mpa

SH

1

σH2

σHlim2ZN2

5301.07Mpa567.1Mpa

SH

1

7

⑤分度圆直

由式（11.6）得

d1

76

.43

KT1（u

1）

3

2

径

duσ

H

76.433

1.1

4.219

105

5mm

47.12mm

1

4

（560）

2

（3）几何尺

d147.12

2.36查表4-3.取标准模数

m

20

z1

寸计算

m=2.5mmd.1

mz1

2.5

2050mm

d2mz22.579197.5mm

bdd115050mm

则b250mm

b1b210501060mm

（3）几何尺

am（Z1

Z2）

2

2.5（2079）

2

mm123.75mm

寸计算

m2.5mm

d150mm

d2197.5mm

b160mm

b250mm

a123.75mm

（4）按齿根

根据式11.7,如σF

σF,则校验合格

由表11-9

弯曲疲劳强

查得σFlim1

440Mpa

σFlim2

410

Mpa

由表

度校核

11-7查得SF

1.3。

由图11-10

查得YN1

σF

YN21

①许用弯曲

σFlim1YN1

440

1

σF

338

Mpa

σF1

SF

1.3

Mpa

应力

σFlim2YN2

410

1

315

Mpa

②齿形系数

σF2

SF

1.3

Mpa

及应力修正

由表11-6查得YF1

2.81Y

2.25

F2

1

2

338Mpa

315Mpa

8

系数

③强度校核

YS11.56YS21.77由式11.7得

σF1

2KT1

YF1YS1

2

1.1

4.219

105

2.811.56σF163.7Mpa

bm2Z1

50

2.52

20

σF1

63

.7Mpa

σF1

338Mpa

σF2σF1

YF2YS2

63.7

2.25

1.77

57.87Mpa

σF2

σF2

57.87Mpa

YF1YS1

2.81

1.56

315Mpa

可见弯曲疲劳强度足够

。

σF

2

v

d1n1

3.14

50477.6

1.25m/s

1000

60

m/s

60

1000

④齿轮圆周

V1.25m/s

速度

可知选8级精度合适

五.低速轴系的结构设计和校核

一.低速轴的结构设计

1.选择轴的材料及热处理方法，并确定许用应力。

选用45号钢，正火处理，查表12.1得抗拉强度σ600Mpa，查表12-4得许用弯曲应力σ1b55Mpa

2.估算最小直径：

9.55

10

6P2

P

d3

n

C3

0.2

2

n

2

2

查表12-2取C=110

则dC3

P2

110

3

2.03

28.28mm

n2

119.4

9

考虑轴外伸端和联轴器用一个键连接，故将轴径放大5%。

查《机械设计基础课程设计指导书》附表9.3可知联轴器选HL2。

轴径放大

5%即取d130mm合适。

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以套筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

I段：

联轴器取D=30,L=82则

d130mm长度取L178

∵h=2cc=2mm

II段:

d2d12h302238mm

∴d238mm

初选用6008型深沟球轴承，其内径为40mm,

10

宽度为15mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为42mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L242mm

III段直径d340mm

L337mm

Ⅳ段直径d446mm

长度取L450-248mm

但此段左面的套筒的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，因此将Ⅴ段

直径为55mm

由手册得：

c=2.25h=2c=2×2.25=4.5mm

d5d42h4624.555mm

Ⅴ段直径d555mm.长度L58mm

Ⅵ段直径d640mm.长度L637-829mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=107mm

二.低速轴的校核

按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1197.5mm②求转矩：

已知T2=162370N/mm

11

③求圆周力：

Ft

根据课本式得

Ft

2T2

2162370

d1

1644.25N

197.5

④求径向力

Fr

根据课本式得

FrFttan1644.25tan200598.46N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LALB53.5mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

12

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

MC1=16N/m

轴承支反力：

Fr

FAyFBy299.21N

2

Ft

FAzFBz822.13N

2

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1FAy

L

299.2153.516N/m

2

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：

MC2=43.984N/m

13

M

M

FAz

L

43.984N/m

C2

822.1353.5

2

C

（MC1）2

（MC2）2

162

43.9842

46.8N/m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=46.8N/m

（5）绘制扭矩图（如图e）

T2=162.37N/m

转矩：

T2=162.37N/m

14

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

Mec=106.62N/m

转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.59，截面C处的当量弯

矩：

2

2

1/2

=46.8

（0.59162.37）2

1/2

Mec=[MC+（αT）]

2

106.62N/m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

3

106

.62

10

3

1b55