皮帶輸送機傳動裝置設計

1、 機械設計課程設計計算說明書課 程 名 稱:機械工程基礎課程設計題 目:皮帶輸送機傳動裝置設計學院(直屬系):電子科技大學學院年級/專業(yè)/班:2011級機械設計制造及其自動化5班 學 生 姓 名:周猶彪學 號:1140840501指 導 教 師:世蓉35 / 35目錄摘要.3第一章設計題目及主要技術說明.4一、設計題目.4 二、主要技術說明容.4第二章結構設計.52.1傳動方案擬定.52.2電動機選擇.5 2.2.1電動機類型和結構的選擇.5 2.2.2電動機容量選擇.62.2.3確定電動機轉速.62.3確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比.82.4傳動裝置的運動和動力設計：.8 2.4.1運

2、動參數及動力參數的計算.82.5 V帶傳動設計.10 2.6斜齒輪傳動的設計.12 2.6.1斜齒圓柱齒輪傳動.12 2.6.2齒面接觸強度的計算.12 2.6.3齒根彎曲疲勞強度驗算.152.7箱體結構設計.172.8軸的設計.182.8.1輸入軸的設計.182.8.2輸出軸的設計.252.9鍵的強度校核.312.9.1輸入軸的鍵強度校核計算.312.9.2輸出軸的鍵強度校核計算.32 2.10聯(lián)軸器的選擇.32 2.11滾動軸承設計.33 2.12潤滑油及潤滑方式的選擇.34設計總結.35參考文獻.35摘 要減速器原理減速器是指原動機與工作機之間獨立封閉式傳動裝置。此外，減速器也是一種動力

3、傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將馬達的問轉數減速到所要的回轉數，并得到較大轉矩的機構。降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出減速器額定扭矩。減速器的作用減速器的作用就是減速增矩，這個功能完全靠齒輪與齒輪之間的嚙合完成，比較容易理解。減速器的種類很多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星減速器以及它們互相組合起來的減速器;按照傳動的級數可分為單級和多級減速器;按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐一圓柱齒輪減速器;按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。齒輪減速器應用圍廣泛，例如，平動齒輪傳動與定軸齒輪傳動和行星齒輪傳動

4、相比具有許多優(yōu)點，能夠適用于機械、冶金、礦山、建筑、輕工、國防等眾多領域的大功率、大傳動比場合，能夠完全取代這些領域中的圓柱齒輪傳動和蝸輪蝸桿傳動，因此，平動齒輪減速器有廣泛的應用前景。第一章 設計題目及主要技術說明1、 設計題目： 皮帶輸送機傳動裝置設計二、主要技術說明容： 1、設計單級斜齒圓柱齒輪減速器2、工作條件：1 使用年限年，工作為兩班工作制，單向傳動；2 載荷有輕微振動；3 卷筒轉速允許誤差為5%。 原始數據：輸送帶拉力F=3400N； 卷筒直徑D=300mm； 卷筒轉速n=60r/min。3、 要求完成工作：1 減速器裝配圖1（原幅A2）；2 軸類零件工作圖1（比例1:1）；3

5、齒輪零件工作圖1（比例1:1）；4 設計計算說明書1份； 計算及說明第2章 結構設計2.1傳動方案擬定1、設計單級斜齒圓柱齒輪減速器2、工作條件：單向轉動，輕微振動，連續(xù)工作，兩班制，使用期限5年，卷筒轉速允許誤差為土5。 3、原始數據：輸送帶拉力F=3400N；卷筒直徑D=300mm；卷筒轉速n=60r/min。方案擬定：采用一級斜齒圓柱齒輪傳動（傳動比45），承載能力和速度圍大、傳動比恒定、輪廓尺寸小、工作可靠、效率高、壽命長。同時由于彈性聯(lián)軸器傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應本次設計轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。2.2電動機選擇2.2.1電動機類型和結構的選擇： 選擇Y

6、系列電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷 結果圓柱傳動輪的主要性能參考至機械設計指導書P99-P100頁主要參數：一級圓柱齒輪傳動齒輪，斜齒傳遞效率：7級精度一般齒輪傳動0.98單級傳動傳動比一般圍為45；V帶傳動比一般圍13。總的傳動比圍415式鼠籠型三相異步電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2.2.2電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：d總(kw)由式(2)：wFv/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000總 (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：式中：，分別為V帶傳動，滾子軸承，斜齒輪傳動，

7、聯(lián)軸器和卷筒的效率。取則：工作基座的功率 PW=Tn/9550=3.20Kw所以：電機所需的工作功率：Pd = PW/總=3.25/0.84155 =3.80 (kw)2.2.3確定電動機轉速i總=415基座轉速n=60r/mini總 * n=60*（415） =（240900）r/min則符合這一圍的同步轉速有：750r/min，8級。電動機計算公式及傳動效率引自機械設計指導書99頁電動機技術數據引至設計指導書P263總=0.84155PW=3.20KwPd =3.80Kwi總 * n=60*（415）=（240900）r/min根據容量和轉速，由相關手冊查出適用的電動機型號：（如下表）方案

8、型號額定功率電動機轉速(r/min)堵轉轉矩最大轉矩傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比減速器Y160M1-847507202.02.0124.8此選定電動機型號為Y112M-4，其主要性能：電動機主要外形和安裝尺寸：基座號極數ABCDEFGHKABACADHDBBL160M4254210108421101237160153303252553852706002.3確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n2.3.1可得傳動裝置總傳動為i總=nm/n=720/60=12V帶傳動比初分配i1=2.5i2=i總/i1=4.8 （式中、i2分別為V帶傳動和斜齒圓

9、柱齒輪傳動的傳動比）2.4傳動裝置的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及，i2.為相鄰兩軸間的傳動比，.為相鄰兩軸的傳動效率，PIII.為各軸的輸入功率 （KW），TIII.為各軸的輸入轉矩 （N·m）,nIII.為各軸的輸入轉速 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數2.4.1運動參數及動力參數的計算（1）計算各軸的轉數：軸：= 為發(fā)動機滿載轉速 =720r/min軸：= / =720/2.5=288 r/min III軸：= /i2=288/4.8=60 r/min IV軸：電動機技術數據引至設計指導書P263電動機

10、的安裝及外形尺寸引至指導書P265V帶傳動比i1=2.5斜齒圓柱齒輪傳動比i2=4.8由指導書P99得到：1=0.962=0.983=0.984=0.99軸轉數：=720r/minII軸轉數：nII=288 r/minIII軸轉數：nIII=60 r/minIV軸的轉數：(2）計算各軸的輸入功率：軸：軸： III軸： IV軸：（3） 計算各軸的輸入轉矩： 電動機輸出電動機軸輸入轉矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×3.80/720=50.40 N·m軸： =II軸： III軸： IV軸：綜合以上數據，得表如下:參數 軸號電動機軸I高速軸II低速軸III卷

11、筒軸IV功率P/kw7202886060轉速n/3.803.653.443.27轉矩T/N*m50.40121.03547.53520.48傳動比i2.54.81效率0.960.9410.952.5 V帶傳動設計（1） 確定V帶的型號kA=1.2 PC=KAP=1.2×4=4.8KW根據=4.8KW =720r/min,選擇A型V帶（表11.15）取。大輪的基準直徑： ?。ū?1.3）。為帶傳動的彈性滑動 (2) 驗算帶速： 帶速合適。（3）確定V帶基準長度和中心距：根據：可得應在之間，初選中心距=800mm帶長：取(表11.4）。計算實際中心距：。（4）驗算小帶輪包角： 合適。（5

12、） 求V帶根數Z： 今得：傳動比：由查表得，查表得：，由此可得：取Z=4根。（6）求作用在帶輪軸上的壓力：查表得q=0.10kg/m，故得單根V帶的初拉力：作用在軸上壓力：。（7）確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑d1=140mm采用實心式結構。大帶輪基準直徑d2=355mm，采用腹板式結構。V=5.28m/sa=854.2mmZ=4根小帶輪實心式結構大帶輪腹板式結構2.6、斜齒輪傳動的設計：2.6.1斜齒圓柱齒輪傳動選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 按圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，運輸機為一般工作機器，速度不高，故選8級精度小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，

13、小齒輪的材料為40號鋼調質，其硬度為HBCr=241286,取260HB，大齒應比小齒輪硬度低，選用45號鋼調質，齒面硬度為229286HB，平均硬度240HB。2.6.2齒面接觸疲勞強度的計算（1） 初步計算轉矩齒寬系數（表12.13）估計 Ad=82（表12.16）初步計算許用接觸應力 初步計算小齒輪分度圓直徑 d1 Ad*mm 取初步齒寬 b=d1*=1*70=70mm（2）校核計算圓周速度V V=1.06m/s<6m/s齒數z，模數m，螺旋角取=27，大齒輪齒數=i1·=4.8*27=130?。ū?2.3）和估計接近 精度等級 由表12.6 選8級精度 確定各參數值 使

14、用系數 =1.35（表12.9） 齒間載荷分配系數 =1.15（圖12.9） 圓周系數 Ft=3457N=66.67N/mm < 100N/mm=1.68 =由此可得：齒向載荷系數: =A+B=1.2載荷系數K：彈性系數：=189.8節(jié)點區(qū)域系數：=2.42 由圖12.16重合度系數：=1.01 由式12.31，因螺旋角系數許用接觸應力：=接觸應力校核：=<計算結果表明齒輪接觸疲勞強度適宜，齒輪尺寸無需調整。(3)確定傳動主要尺寸：中心距a：實際分度圓d= 齒寬b： 主動輪：從動輪：2.6.3齒根彎曲疲勞強度驗算：齒形系數（由圖12.21）應力修正系數（由圖12.22）重合度：（式

15、12.18）=螺旋角系數（式12.36）（式12.35）齒間載荷分配系數： （ 由表12.10）齒間載荷分布系數（由圖12.14），=1.36載荷系數K：K=*=3.69許用應力：=456Mpa=349Mpa驗算：=254.7Mpa<=253Mpa<傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。8級精度小齒輪：40號鋼，260HB大齒輪：45號鋼，240HB齒寬系數機械設計P222引用機械設計P226引用機械設計P227d1=70mmb=70mmV=1.06m/sz1=27z2=130=1.35 引用機械設計P215=1.15 引用機械設計P216Ft=3457N=1.68=1.2K=3.36

16、=189.8=2.42=798Mpa=690Mpa=596Maa=203mm=70mm=336mm=80mm=70mm=0.69=1.75引用機械設計P228=1.36引用機械設計P217K=3.69斜齒圓柱齒輪的參數：名稱代號單位小齒輪大齒輪中心距mm203傳動比i4.8法向模數mm2.5端面壓力角at(°)20齒數z27130分度圓直徑dmm70336齒頂圓直徑damm72.5338.5齒根圓直徑mm66.875126.875寬度bmm8070材料及齒面硬度HBS260240分度圓螺旋角(°) 15 2.7箱體結構設計箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚

17、8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑19地腳螺釘數目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d115機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d210聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 150軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8,d1, d2至外機壁距離C122，d2至凸緣邊緣距離C220軸承旁凸臺半徑R120凸臺高度h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 47大齒輪頂圓與機壁距離110齒輪端面與機壁距離2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m6.8， 6.8軸承端蓋外徑D2108,130軸承端蓋凸緣厚度t 102.8軸的設計2.8.1輸

18、入軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸環(huán) 3齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9-軸承端蓋10鍵 11-V帶(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217286HBS軸的輸入功率為=3.65 KW 轉速為=288 r/min根據機械設計課本P314，并查表16-2，取c=110d=25.65mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=25.65*（1+5%）=26.93mm 所以，選d=30mm（3）確定軸各段直徑和長度從軸右起第一段，V帶與軸通過鍵聯(lián)接，查機械手冊得右起第二段直徑，軸肩高a=（0.07-0.1），根據軸承端蓋

19、的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與軸承的左端面間的距離為65mm，則取第二段的長度右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6008型軸承，其尺寸為d×D×B=40×68×15，那么該段的直徑為長度，考慮1.軸承寬度B=15mm 2.軸承潤滑，選用套筒10mm 綜上，長度取=25mm右起第四段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的寬度為80mm，則此段的長度為，由于要留出一點間隙便于安裝，所以右起第五段，為軸環(huán)定位段?？紤]軸肩，右起第六段，為滾動軸承和套筒的位置，所以，（4） 計算齒輪受力 斜齒輪螺

20、旋角 齒輪直徑 小齒 大齒 小齒輪受力：轉矩 圓周力 徑向力Fr=Ft·tan/cos=1305.25N 軸向力（5）計算支承反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。平面的支反力：垂直面的支反力：（6）畫軸彎矩圖 水平面彎矩圖 見下圖 垂直面彎矩圖 見下圖 合成彎矩圖： 見下圖 （7）畫軸轉矩圖 軸受轉矩 轉矩圖 見下圖（8）許用應力許用應力值 用插值法由表16.3 =110Mpa=65Mpa應力校正系數：a=0.59（9）畫當量彎矩圖：當量轉矩：=0.59*121030=71517.73N*mm當量彎矩 在小齒輪截面處：=133117N*mm軸承處：

21、=179223N*mm(10)校核軸徑：齒根圓直徑：=63.75mm軸徑 （11） 判斷危險截面并驗算強度 初步分析，III,V,VI三個截面有較大的應力和應力集中。對V截面進行校核：軸材料為45號鋼調質，因為，所以S=1.4-1.8所以，等效系數：截面V上的應力應力集中系數安全系數彎曲安全系數扭轉安全系數復合安全系數,S=8.39>1.5S根據校核，V截面足夠安全。對VI截面進行校核：軸材料為45號鋼調質，因為，所以S=1.4-1.8所以，等效系數：截面VI上的應力應力集中系數安全系數彎曲安全系數扭轉安全系數復合安全系數,S=4.67>1.5S根據校核，VI截面足夠安全。對截面進

22、行校核（運用第三強度理論）：彎曲正應力：扭轉切應力：因為所以，經過校核，截面的安全足夠。2.8.2輸出軸的設計(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）1，5滾動軸承 2軸環(huán) 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10聯(lián)軸器(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217286HBS軸的輸入功率為=3.44 KW 轉速為=60 r/min根據機械設計課本P314，并查表16-2，取c=110d=42.4mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=42.4*（1+5%）=44.5mm 所以，選d=45mm（3）確定軸各段直徑和長度從軸右起第一段，聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，查機械

23、手冊得右起第二段直徑，軸肩高a=（0.07-0.1），根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與軸承的左端面間的距離為65mm，則取第二段的長度右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6011型軸承，其尺寸為d×D×B=55×90×18，那么該段的直徑為長度，考慮1.軸承寬度B=18mm 2.軸承潤滑，選用套筒15mm 綜上，長度取=33mm右起第四段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的寬度為70mm，則此段的長度為，由于要留出一點間隙便于安裝，所以右起第五段，為軸環(huán)定位段?？紤]軸肩，右起第

24、六段，為滾動軸承和套筒的位置，所以，（4）計算齒輪受力 斜齒輪螺旋角 齒輪直徑 大齒 大齒輪受力：轉矩 圓周力 徑向力Fr=Ft·tan/cos=1226.38N 軸向力（5）計算支承反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。平面的支反力：垂直面的支反力：（6）畫軸彎矩圖 水平面彎矩圖 見下圖 垂直面彎矩圖 見下圖 合成彎矩圖： 見下圖 （7）畫軸轉矩圖 軸受轉矩 轉矩圖 見下圖（8） 許用應力 許用應力值 用插值法由表16.3 =110Mpa，=65Mpa應力校正系數：a=0.59（9）畫當量彎矩圖：當量轉矩：=0.59*547530=323042.7

25、N*mm當量彎矩 在大齒輪截面處：=337465.29N*mm軸承處：=323042.7N*mm(10)校核軸徑：齒根圓直徑：=329.75mm軸徑 (11)判斷危險截面并驗算強度 初步分析，,V,VI三個截面有較大的應力和應力集中。對V截面進行校核：軸材料為45號鋼調質，因為，所以S=1.4-1.8所以，等效系數：截面V上的應力應力集中系數安全系數扭轉安全系數>1.5S根據校核，V截面足夠安全。對VI截面進行校核：軸材料為45號鋼調質，因為，所以S=1.4-1.8所以，等效系數：截面VI上的應力應力集中系數安全系數扭轉安全系數>1.5S根據校核，VI截面足夠安全。對截面進行校核（

26、運用第三強度理論）：彎曲正應力：扭轉切應力：因為所以，經過校核，截面的安全足夠。2.9鍵的強度校核公稱直徑bh/mm鍵長/mm鍵強度/30mm8745mm62.3Mpa125-150Mpa42mm12856mm32.75Mpa57mm161056mm96.06Mpa45mm14990mm71.15Mpa2.9.1 輸入軸的鍵強度校核計算1 輸入軸與帶輪處的鍵聯(lián)接：軸徑=30mm,查手冊得：選用A型平鍵鍵87 GB/1096-2003鍵校核，=45mm,得，故鍵合適。2 輸入軸與齒輪處的鍵聯(lián)接：軸徑=42mm,查手冊得：選用A型平鍵鍵128 GB/1096-2003鍵校核，=56mm,得，故鍵合

27、適。2.9.2 輸出軸的鍵強度校核計算1 輸出軸與齒輪處的聯(lián)接：軸徑=57mm,查手冊得：選用A型平鍵鍵1610 GB/1096-2003鍵校核，=56mm,得，故鍵合適。2 輸出軸與聯(lián)軸器處的聯(lián)接：軸徑=45mm,查手冊得：選用A型平鍵鍵149 GB/1096-2003鍵校核，=90mm,得，故鍵合適。2.10 聯(lián)軸器的選擇選用彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T-2002）所以，軸孔直徑為45mm，選用LT7，Y型，L=110mm。2.11滾動軸承設計根據條件，軸承預計壽命=5×300×16=24000小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下

28、只受到Fr徑向力作用，所以P=*Fr=1305N，輕微沖擊，=1.2，引用機械設計P375（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值，壽命系數，球軸承=3，引用機械設計P375 （3）選擇軸承型號查課程設計指導書表II-4.1，選擇深溝球軸承6008，Cr=17000N由課本式18.7有預期壽命不夠，可以兩年過后更換一次，此軸承合格。2.輸出軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=*Fr=980N，輕微沖擊，=1.2，引用機械設計P375（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值，壽命系數，球軸承=3，引用機械設計P375 （3）選擇軸承型號查課程設

29、計指導書表II-4.1，選擇深溝球軸承6011 Cr=30200N由課本式18.7有預期壽命不夠，可以在兩年后更換一次，此軸承合格。2.12潤滑油及潤滑方式的選擇2.12.1滾動軸承的潤滑軸承的潤滑作用是減少摩擦和損失，同時有利于散熱、防蝕和抗振延長軸承使用壽命。滾動軸承的潤滑機主要是潤滑油和潤滑脂，一般可按軸承徑與轉身的乘積值選取。已選的6008軸承的徑為40mm，已知轉速n=288r/min，所以，采用潤滑脂。已選的6011軸承的徑為55mm，已知轉速n=60r/min，所以，采用潤滑脂。2.12.2齒輪傳動的潤滑已知齒輪的圓周速度v=1.06m/s<12m/s，通常采用浸油潤滑和噴油潤滑方式。浸入油中的深度約一個齒高，但少于10mm，不能過深，過深會變大運動阻力并使油溫升高。箱體結構尺寸選擇引至設計指導書P52,d1, d2至外機壁距離，以及，d2至凸緣邊緣距離引至指導書P52d=30mmFt=3463.94N Fr=1305.25N=121030N.m