帶式運輸的傳動裝置設計課程設計說明書1

1、機械設計課程設計說明書 題目：帶式運輸的傳動裝置設計目錄1傳動方案的分析論證51.1傳動裝置的組成51.2傳動裝置的特點51.3 確定傳動方案51.4 傳動方案的分析52.電動機的選擇53.傳動比的計算及分配64.傳動裝置運動及動力參數計算75.減速器的外傳動件的設計86.高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 107.低速級直齒圓柱齒輪的設計計算158中間軸的設計計算以及校核189.高速軸的設計與計算以及校核2410.低速軸的設計與計算以及校核3112箱體結構設計3613設計小結3714參考文獻37設計任務帶式運輸機傳動裝置的設計。已知條件：1 運輸帶工作拉力f = 7000n2 運輸帶工作速度v =

2、 0.55m/s3滾筒直徑d = 450mm4、單向連續(xù)運轉，空載啟動，工作有時有輕微振動；兩班制工作，每班工作8小時，運輸帶速度的允許誤差為5%。5、使用期限：8年。6、檢修周期：每年300個作用日，大修期為3年。7、生產批量:中批量生產設計計算及說明1.傳動方案的分析論證機器通常是由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。其中傳動裝置是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。它通常具備減速（或增速）、改變運動形式或運動方向以及將動力和運動進行傳遞與分配的作用。1.1傳動裝置的組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。1.2傳動裝置的特點：齒輪相對于軸承的位置不對稱，故沿軸向載荷分布不均勻，

3、要求軸有較大的剛度。1.3 確定傳動方案：合理的傳動方案首先應滿足工作機的性能要求，還要與工作條件相適應。同時，還要求工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護方便、工藝性和經濟性好。若要同時滿足上述各方面要求是比較困難的。因此，要分清主次，首先滿足重要要求，同時要分析比較多種傳動方案，選擇其中既能保證重點，又能兼顧其他要求的合理傳動方案作為最終確定的傳動方案。初步確定傳動系統總體方案為二級展開式圓柱齒輪減速器，設計圖如下：1.4 傳動方案的分析： 展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置。因而沿齒向載荷不均，要求軸有較大剛度。結構簡單，采用帶傳動與齒輪傳動組合，即可滿足傳動比要求，同時由

4、于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，成本低，使用維護方便。2.電動機的選擇2.1選擇電動機的類型根據用途選用y系列。自扇冷籠型三相異步電動機（機型為y132m2-6）2.2選擇電動機的功率由已知條件可知，傳送帶所需的拉力f=7kn，傳輸帶工作速度 v=0.55 m/s，故輸送帶所需功率為 =3.85kw由表2-3查得滾筒效率 =0.95，軸承效率 =0.99，聯軸器效率 =0.99，帶傳動的效率 =0.96，齒輪傳遞效率 =0.97。電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為電動機總的傳遞功率為 =4.72kw查表14-1，選取電動機的額定功率為 =5.5kw2.3確定電動機的

5、轉速由已知條件，滾筒的直徑為 d=450mm，工作速度為 v=0.55m/s，所以輸送帶帶輪的工作轉速為 =23.3查表2-1：v帶傳動比 =24，查表2-2：二級減速器常用的傳動比為 =840總傳動比的范圍 =*=16160電動機的轉速范圍為 =*=372.83728 查表14-1，可見同步轉速有 3000，1000，1500，750的電動機都符合要求，初選同步轉速 1000，滿載轉速960型號y132m2-6的電動機。3.傳動比的計算及分配3.1傳動裝置總的傳動比=41.23.2分配傳動比根據帶傳動比范圍，取v帶傳動比為 =2.8，則減速器的傳動比為 i=14.71高速級傳動比為 =4.3

6、74.54。取=4.5低速級傳動比為 =3.3由表2-1及表2-2可知，傳動比合理。4.傳動裝置運動及動力參數計算4.1各軸的轉速 減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，卷筒軸為軸軸（高速軸） 軸（中間軸） 軸（低速軸） 軸（卷筒軸）4.2各軸的功率軸（高速軸）軸（中間軸）軸（低速軸）軸（卷筒軸）4.3各軸的轉矩電動機軸 =9550*=9550*=46.76軸（高速軸）=9550*=9550*=126.13軸（中間軸）=9550*=9550*=545.18軸（低速軸）=9550*=9550*=1728.1軸（滾筒軸）=9550*=9550*=1695.02表一 傳動裝置各軸主要參數計算結果

7、軸號輸入功率p/kw轉速n/(r/min)轉矩t/n m傳動比i電動機軸4.7296046.76=2.8=4.5=3.3軸（高速軸）4.53343126.13軸（中間軸）4.3576.2545.18軸（低速軸）4.1823.11728.1軸（滾筒軸）4.1023.11695.025.減速器的外傳動件零件的設計5.1選擇v帶型號 由表2-10查得工作情況系數 =1.1，則=*=1.1*5.5kw=6.05kw根據n=960r/min，=6.05kw，確定選擇a型普通v帶。5.2確定帶輪基準直徑由表2-4查得，小帶輪直徑75現取=140mm，=0=（1-）=140=391.8mm，取=390mm。

8、5.3驗算帶的速度=7.04m/s在525范圍內，帶速合適。5.4確定中心距和v帶長度根據0.7（+）mm=371mm ，合適5.6確定v帶根數查表2-9查得 =0.92,由表2-2得，=1.01，由表2-7查得，=0.11，由表2-5，得=1.62z= =3.76根取整z=4根5.7計算初拉力由表2-1查得q=0.1kg/m,則單根v帶張緊力=189.45n5.8計算作用在軸上的壓力壓軸力為=2zsin =24189.45sin =1460.47n5.9帶輪結構設計查表14-3，y132m2-6型電動機的軸直徑為=38mm小帶輪采用實心質，由表2-3得e=150.3，=9，現取f=10輪轂寬

9、：l=（1.52.0）=5776現取l=70mm 輪緣寬：b=(z-1)*e+2f=65mm大帶輪采用孔板式結構，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結構設計同步進行。6. 減速器內傳動零件的設計一高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算6.1 確定齒輪材料、熱處理方式、精度等級和齒數因傳動尺寸無嚴格限制、又帶式運輸是一般的機械。因此，小齒輪采用調質，齒面硬度為（241286）hbw，取260hbw；大齒輪采用45調質,齒面硬度為（197255）hbw，取230hbw；精度8級?。?.2 確定許用應力 查圖4.19-3 得； 查圖4.21-3得； 查表4-10，??；查圖4.20得 查圖4.22得 查圖4.

10、23得=6.3齒面接觸疲勞強度計算初步計算小齒輪直徑查表4-8，估計 取查表4-7 齒寬系數取 則齒寬b=80mm取按齒面接觸疲勞強度設計因工作機有中等沖擊，查表4-4得設計齒輪精度為8級，查圖4.9取齒輪對稱布置，；查圖4.12取計算齒面接觸應力查圖4.14，查表4-6，取 = =63.56取 取 6.4核校齒輪彎曲疲勞強度 查表4.18得， 查表4.16得， 因得 ,取大小輪齒彎曲疲勞強度滿足要求6.5確定齒輪主要尺寸6.6齒輪其他尺寸 端面模數 = = 3.076齒頂高 = =1*3=3齒根高 =（ ）=（1+0.25）*3=3.75mm全齒高 h=+=3+3.75=6.75mm頂隙 c

11、=0.25*3=0.75 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 7. 低速級直齒圓柱齒輪的設計計算7.1 確定齒輪材料、熱處理方式、精度等級和齒數 跟高速級齒輪的選材一樣。小齒輪采用調質，取260hbw；大齒輪采用45調質,齒面硬度為230hbw；精度8級??；7.2 確定許用應力 查圖4.19-3 得； 查圖4.21-3得； 查表4-10，?。徊閳D4.22得 查圖4.23得 查圖4.23得=7.3齒面接觸疲勞強度計算初步計算小齒輪直徑查表4-8， 取 齒寬系數取 則齒寬b=60mm按齒面接觸疲勞強度設計查表4-4得設計齒輪精度為8級，查圖4.9取齒輪對稱布置，；查圖4.12取查表4-5得 計算齒面接觸應力查

12、圖4.14，查表4-6， = =94mm 取m=4則 7.4核校齒輪彎曲疲勞強度 查表4.18得， 查表4.16得， 因得 大小輪齒彎曲疲勞強度滿足要求7.5確定齒輪主要尺寸7.6計算齒輪傳動的其他尺寸齒頂高 =m=14=4mm齒根高 =（1+0.25）4=5mm全齒高 h=+=4+5mm=9mm頂隙 =m=0.254=1mm齒頂圓直徑 =+2=120+8mm=128mm =+=395+8mm=403mm齒根圓直徑=2=120-10=110mm =39510=385mm7.7齒輪作用力的計算高速級齒輪傳動的作用力已知高速軸傳遞的轉矩=126130nmm 轉速=343r/min螺旋角 =12.8

13、4 小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪直徑 =80mm齒輪1的作用力圓周力 =n=3153.25n徑向力為 =3153.25軸向力 =3153.25=718.72n齒輪2的作用力從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等，作用力方向相反。低速級齒輪傳動的作用力已知條件低速軸傳遞的轉矩=545180nmm轉速=76.2r/min小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為=120mm齒輪3的作用力 圓周力 =308.80n徑向力 齒輪4的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用力方向相反。8中間軸的設計計算8.1已知條件中間軸傳遞的功率=4.35kw，轉速，齒輪2分度圓直徑=36

14、0mm， 齒輪寬度=80mm，=125mm8.2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選常用的材料45鋼，調質處理8.3初算軸徑查表6-3得c=103126，現取c=110， 8.4結構設計軸的結構構想如圖軸承部件的結構設計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設計軸承的選擇與軸段及軸段的設計 該段軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行，選擇深溝球軸承。軸段、上安裝軸承，其直徑既應便于軸承安裝，又應符合軸承內經系列。暫取軸承為6209，由表11-1得，軸承內徑d=45mm，外徑d=85mm，寬度b=19mm，定位軸肩直

15、徑=52mm，外徑定位直徑=78mm，對軸的力作用點與外圈大端面的距離=9.5mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則=45mm軸段和軸段的設計 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，和應分別略大于和，可初定=50mm齒輪2輪轂寬度范圍為（1.21.5）=57.675mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度=70mm相等，左端采用軸肩定位，右端次用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度=125mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段和軸段的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取=123mm，=68mm軸段 該段為中間軸上的

16、兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）=3.55mm，取其高度為h=4mm，故=58mm 取軸段及軸段的長度 軸承內端面距箱體內壁的距離取為=12mm齒輪2與箱體內壁的距離取為齒輪3與箱體的內壁的距離取為中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為軸段的長度為軸上力作用點的間距 8.5鍵連接齒輪與軸間采用a型普通平鍵連接，查表得鍵的型號分別為鍵14100gb/t 10962003和鍵1460gb/t 109620038.6軸的受力分析(1) 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示(2) 計算軸承支承反力 在水平面上為n式中的負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為 軸承

17、1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3）畫彎矩圖在水平面上，a-a剖面右側 b-b剖面為在垂直平面上為 合成彎矩，a-a剖面左側b-b剖面左側為 b-b剖面右側為（4）畫轉矩圖，8.7校核軸的強度a-a剖面彎矩大，且作用有轉矩，其軸頸較小，故a-a剖面為危險截面求當量彎矩：一般認為低速軸傳遞的轉矩是按脈動循環(huán)變化的。現選用軸的材料為45鋼，并經過調制處理。由表6-4中查出與其對應的，取=0.6根據a-a剖面的當量彎矩求直徑在結構設計中該處的直徑，故強度足夠。8.8校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為查表6-7得=125150mpa，強度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠8

18、.9校核軸承壽命計算軸承的軸向力 由表11-1 查的深溝球軸承6209軸承得 =31500n，=20500n，=718.72n，=1177.12 n。=3307.14n，=0n因為徑向力方向相反，則選最大的徑向力計算壽命。 利用插值法，計算徑向動載荷系數x=1，軸向動載荷系數y=0.查表7.10 查表7-8 該軸承的預期壽命故軸承壽命足夠9.高速軸的設計與計算9.1已知條件高速軸傳遞的功率=4.53kw，轉速=343.3r/min，小齒輪分度圓直徑=80mm,齒輪寬度=86mm9.2選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由3表8-26選用常用的材料45鋼，調制處理9.3

19、初算最小軸徑查表6-3得c=103126，考慮軸端既承受轉矩，又承受彎矩，故取中間值c=110，則 =c=26mm 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%，所以 取=38mm9.4結構設計軸的結構構想如圖所示（1）軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處開始設計（2）軸段 軸段上安裝帶輪，此段軸的設計應與帶輪輪轂軸空設計同步進行。根據第三步初算的結果，考慮到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預期壽命的要求，初定軸段的軸徑=30mm,帶輪輪轂的寬度為（1.52.0）

20、=4560mm,取帶輪輪轂的寬度=60mm,軸段的長度略小于轂孔寬度，取=58mm（3）密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1) =2.453.5mm。軸段的軸徑=+2*（2.453.5）mm=34.937mm,其最終由密封圈確定。該處軸的圓周素的小于3m/s,查表7-13用氈圈油封,查表13-5選氈圈35 fz/t920101991，則=35mm（4）軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應符合軸承內徑系列?，F暫取軸承7208c，由表11-9得軸承內徑d=35mm,外徑d=8

21、0mm,寬度b=18mm，內圈定位軸肩直徑=47mm,外圈定位內徑=73mm,在軸上力作用點與外圈大端面的距離=17mm,故取軸段的直徑=40mm。=33mm 通常一根軸上的兩個軸承應取相同的型號，則=40mm, =29mm鍵選用1470gb/t1908-2003(5)齒輪的軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定=48mm，=84mm(6)軸段 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則=48mm,軸段的長度為=116mm(7)軸段的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為，由表4-1可知，下箱座壁厚=(0.0250.03)+

22、3mm=9.4510.748mm,取=10mm, =478e,故x=0.44，y=1.40，則軸承2的當量動載荷為 =x+y=0.441419.8n+1.4567.92n=1419.8n(3)校核軸承壽命 因,故只需要校核軸承1的壽命，p=。軸承在100以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得載荷系數=1.5 軸承1的壽命為 =56671.8h，故軸承壽命足夠10.低速軸的設計與計算10.1已知條件低速軸傳遞的功率=4.18kw，轉速，齒輪4分度元圓直徑=396mm，齒輪寬度=120mm10.2選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，選用常用的材料45鋼，調質處理。10

23、.3初算軸徑查3表6-3得c=103126，考慮軸端只承受轉矩，故取小值c=105則 =c=59.38mm軸與聯軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%，軸端最細處直徑 d=60mm10.4結構設計軸的結構構想如圖所示（1） 軸承部件的結構設計 該減速器發(fā)熱小，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計（2） 聯軸器及軸段 軸段上安裝聯軸器，此段設計應與聯軸器的選擇同步進行為了補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯軸器。查3表8-37，取=1.5，則計算轉距=2992150nmm由表12-1查得gb/t 5014-2003中的lx5型聯軸器符合要求：公

24、稱轉矩為3150000nmm，許用轉速4750r/min，取聯軸器轂孔直徑為60mm，軸孔長度84mm，j型軸孔，a型鍵，聯軸器主動端代號為lx5 60107 gb/t 5014-2003,相應的軸段的直徑=60mm，其長度略小于轂孔寬度，取 =105mm（3） 密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯軸器的軸向固定及軸承密封圈的尺寸。聯軸器用周肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）=（0.070.1）60mm=4.26mm。軸段的軸徑=70mm，最終由密封圈確定。（4） 軸承與軸段及軸段的設計 軸段和上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列?？紤]齒輪無軸向力存在，選用深溝球

25、軸承?，F暫取軸承為6215,由3表11-9得軸承內徑d=75mm，外徑d=130mm，寬度b=25mm，內圈定位軸肩直徑=75mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離=29.5mm，故=55mm。故=49.5mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故=55mm（5） 齒輪與軸段 該段上安裝齒輪4，為了便于齒輪的安裝，應略大于，可初定=78mm，齒輪4輪轂的寬度范圍為（1.21.5）x=93.6117mm，小于齒輪寬度=100mm，取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段的長度應比輪轂略短，故取=98mm。（6） 軸段 該軸段為齒輪提供定

26、位和固定作用，定位軸肩的高度為h=（0.070.01）=5.467.8mm，取h=6mm，則=90mm，該軸段的長度=99.5mm（7） 軸段與軸段的長度 軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承端蓋連接螺栓gb/t 5781 m825,其安裝圓周大于聯軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm。則有=41mm則軸段的長度=49.5mm(8)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距離=27.5mm，則由圖11-12可得軸的支點及受力點的距離為=+=63mm=+=128mm=+=116.5mm9.5軸的受力分析畫軸的受力簡圖 計算支承反力 在水平面

27、上為在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面的彎矩為在垂直面上，a-a剖面的彎矩為a-a剖面上的合成彎矩為畫轉矩圖 10.7校核軸的強度a-a剖面為危險截面求當量彎矩：一般可認為高速軸傳遞的轉矩是按脈動循環(huán)變化的?，F選用軸的材料為45鋼，并經過調制處理。由教材表10-1查出其強度極限，并由表10-3中查出與其對應的，取=0.58根據a-a剖面的當量彎矩求直徑在結構設計中該處的直徑，故強度足夠。10.8校核鍵連接的強度聯軸器處鍵連接的擠壓應力為齒輪4處鍵連接的擠壓應力為取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由3表8-33查得=125150mpa，強度足夠 10

28、.9校核軸承壽命計算軸承的軸向力 由表11-9 查的6211軸承得 =43200n=29200n， =2202.26n。因為只有徑向力沒有軸向力，則當量動載荷p=2202.26n ，由1公式 =1792051h 合格z=4根=163.22n=1460.47n小齒輪40調質硬度260hbw大齒輪45鋼調質硬度=230hbw=658.5mpa=561.5mpa=473.76mpa=327.2mpat=126130nmmb=80mm 44.66mmh=6.75c=0.75小齒輪40調質硬度260hbw大齒輪45鋼調質硬度=230hbw=687.4mpa=1031.87mpa=436.32mpa=327.96mpab=100mmm=4 =4mm =5mm h=9mm=1mm=128mm =403mm=110mm =385mm由表11-1（課程設計）d=45mm寬度b=19=125mm=123mm=68mm45鋼，調質處理 11.箱體結構設計名稱符號齒輪減速器箱體薦用尺寸箱座壁厚(0.0250.03)a+38=10箱蓋壁厚(0.80.85)8=8箱蓋凸緣厚度1.5=12箱座凸緣厚度1.5=15箱底座凸緣厚度2.5=25地腳螺釘直徑=24，取