輸送帶設計書

1、華南農業(yè)大學機械設計課程設計 （帶式輸送機傳動裝置）班 級：11農業(yè)機械化及其自動化1班設 計 者：古陸倚指導老師：夏紅梅日 期：2013年12月30目 錄設計任務書2第一部分 傳動裝置總體設計3第二部分 V帶設計7第三部分 各齒輪的設計計算9第四部分 軸的設計及軸上軸承和鍵的校核13 第五部分 潤滑及密封28 第六部分 箱體和齒輪的具體尺寸 29設 計 任 務 書設計題目：帶式輸送機傳動裝置設計數據：設計方案編號輸送帶的牽引力F，（KN)運輸帶速度V(ms)滾筒直徑D（mm）180.45300設計要求：1）輸送機運轉方向不變，工作輕載且載荷穩(wěn)定；2）輸送帶鼓輪的傳動效率取為0.97；3）工作

2、壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16個小時。設計內容：1） 裝配圖一張；2） 零件圖三張；3） 設計說明書一份。指導老師：日期：第一部分 傳動裝置總體設計一·方案傳動分析傳動方案（方案一）簡圖如下圖所示：電動機帶傳動兩級圓柱齒輪減速器聯軸器運輸機該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠

3、離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。1.電動機選擇1）根據工作要求及工作條件選用Y系列三相交流異步電動機，封閉式結構。2）工作機所需功率： 電動機所需工作效率：傳動裝置的總效率：按表2-3（課設）確定：V帶傳動效率=0.96，滾動軸承傳動效率（一對）=0.99，閉式齒輪傳動效率=0.97，聯軸器傳動比=0.99，傳動滾筒效率=0。97 代入數據得=3）確定電動機轉速：滾筒軸工作機轉速 在上2）步中 因載荷平衡，電動機

4、額定功率略大于即可，由表16-1（見課設）可知取。 通常，V帶傳動的傳動比常用范圍為 ；二級圓柱齒輪減速器為，則總傳動比的范圍為 ，故電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500、3000 。如果沒有特殊要求一般不選用750、3000這兩種轉速的電動機，現以同步轉速1000、1500兩種方案進行比較，由表16-1（見課設）查得的電動機數據及計算出的總傳動比列于表1.表1方案電動機型號額定功率/kw電動機轉速n/電動機質量m/kg總傳動比ia價格/元同步滿載1Y132S-45.5150014406818.849052Y132M2-65.510009608512.561

5、300比較兩方案可見，方案1雖然總傳動比大，但是電動機質量價格較低，鑒于此輸送機提升的物料種類，決定選用方案1。電動機Y132S-4型 技術數據：額定功率（） 5.5 滿載轉速（） 1440 額定轉矩（） 2.0 最大轉矩（） 2.2 Y132電動機的外型尺寸（mm）： A：216 B：178 C：89 D： E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：200 L：4752.計算傳動裝置的總傳動比及初步分配各級傳動比總傳動比：分配傳動裝置各級傳動比，取V帶傳動比，則減速器的傳動比i為： 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 則

6、低速級的傳動比 3.計算傳動裝置的運動和動力參數的選擇計算0軸（電機軸）：輸入功率：轉速：輸入轉矩：輸出功率：輸出轉矩：1軸（高速軸）：輸入功率：轉速：輸入轉矩：輸出功率：輸出轉矩：2軸（中間軸）輸入功率：轉速：輸入轉矩：輸出功率：輸出轉矩：3軸（低速軸）：輸入功率：轉速：輸入轉矩：輸出功率：輸出轉矩：4軸（滾筒軸）：輸入功率：轉速：輸入轉矩：輸出功率：輸出轉矩： 計算結果匯總下表2所示：表2軸名功率P/kw轉矩T/(N·m)轉速n/()輸入輸出輸入輸出電機軸4.3628.914401軸4.194.1583824802軸4.023.98387383 99.23軸3.863.82128

7、41271 28.7滾筒軸3.783.741257124428.7第二部分 帶設計外傳動帶選為 普通V帶傳動1、確定計算功率：由表13-8（見課設）查得工作情況系數 所以 2、選擇V帶型號 根據Pc=6.6kw與由圖13-15得此坐標點位于A型區(qū)，所以選用A型V帶。3.確定大小帶輪基準直徑 （1）、由表13-9（見機設）應不小于75，現取=125mm，由式13-9（機設）得=367.5mm查表13-9（機設） 取4、驗算帶速 由式5-7（機設） 5、傳動比 i （5）、從動輪轉速6.確定中心距和帶長（1）、按式（5-23機設）初選中心距mm符合 （2）、按式(13-2機設)求帶的計算基礎準長度

8、查表132(機設)取帶的基準長度Ld=2500mm(3)、按式(13-16機設)計算實際中心距:a 7.驗算小帶輪包角 由式(13-1機設) 符合 8.確定V帶根數Z（1）查表13-3得 (2)已知傳動比，由表（13-5機設）查得=0.17Kw (3)由表查得（13-7機設）查得包角系數 (4)由表(13-2機設)查得長度系數 (5)計算V帶根數Z，由式（13-15機設） 取Z=4根 9計算單根V帶初拉力，由式（13-17）機設。 q由表13-1機設查得 10計算對軸的壓力，由式（13-17機設）得 11確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑采用實心式結構。大帶輪基準直徑，采用輪輻

9、式結構。 第三部分 齒輪的設計計算一、高速級減速齒輪設計（斜齒圓柱齒輪）因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表11-1選取，小齒輪采用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度為56-62HRC，。大齒輪采用20Cr滲碳淬火，齒面硬度為56-62HRC，由表11-5，取，。，按齒面接觸強度設計設齒輪按7級精度制造。取載荷系數K=1.1，齒寬系數，小齒輪上的轉矩初選螺旋角 齒數取，則，取，實際的傳動比為齒形系數 查圖11-8得，由圖11-9得因 >故應對小齒輪進行彎曲強度計算法向模數 由表4-1取中心距 取確定螺旋角 齒輪分度圓直徑 齒寬 取 驗算齒面接觸強度將各參數代入式（11-8）得所以安全齒輪的

10、圓周速度對照表11-2，選7級精度是合宜的。2、 低速級減速齒輪設計（斜齒圓柱齒輪）低速級減速齒輪設計（同高速軸設計）因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表11-1選取，小齒輪采用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度為56-62HRC，。大齒輪采用20Cr滲碳淬火，齒面硬度為56-62HRC，由表11-5，取，。，按齒面接觸強度設計設齒輪按7級精度制造。取載荷系數K=1.1，齒寬系數，小齒輪上的轉矩初選螺旋角 齒數取，則，取，實際的傳動比為齒形系數 查圖11-8得，由圖11-9得因 >故應對小齒輪進行彎曲強度計算、法向模數 由表4-1取中心距 取確定螺旋角 齒輪分度圓直徑 齒寬 取 驗算齒面接

11、觸強度將各參數代入式（11-8）得所以安全齒輪的圓周速度對照表11-2，選7級精度是合宜的。第四部分 軸的設計一.高速軸的設計1.選擇軸的材料及熱處理因為做成齒輪軸，所以材料與小齒輪一樣，為20CrMnTi滲碳淬火2.初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查表10-2,得c=107至118,取輸入功率，所以該軸上最小直徑為23mm.考慮到有鍵槽，取3.軸承：角接觸球軸承7307C：，4.軸各段的長度及直徑初估軸徑后,可按軸上零件的安裝順序,該高速軸為齒輪軸，從右端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承和擋油環(huán)，擋油環(huán)厚度，故該段直徑為，。2段為軸肩，計算得軸肩的高度為h=（0.070.1）=2.1mm，取3m

12、m,故，3段齒輪，。4段5段均不裝任何零件，6段安裝另一個軸承和擋油環(huán)，直徑和1段一樣為。7段裝大帶輪，>，765 43215.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內圈配合軸徑選用k6，大帶輪采用A型普通平鍵聯接，選鍵 GB1096。6.軸上倒角與圓角為保證7306C軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為7.軸的各項受力輸入轉矩軸上小齒輪直徑為螺旋角壓力角取圓周力 徑向力 軸向力 作用在軸上的外力帶輪到左軸承的的中心距為，左軸承

13、到齒輪的中心距為，齒輪到右軸承的中心距7.1在垂直面的支承反力7.2在水平面上的支承反力7.3力在支點產生的反力8.各項彎矩8.1繪制垂直面的彎矩圖8.2繪制平面的彎矩圖8.3 F力產生的彎矩a-a截面F力產生的彎矩為：8.4求合成彎矩圖考慮到最不利的情況，把和直接相加同理求軸傳遞的轉矩8.5求危險截面的當量彎矩從圖中可看出a-a剖面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險截面。此軸轉矩不變，所以取，故其當量彎矩為 垂直彎矩圖 水平彎矩圖 合成彎矩圖 扭矩圖 當量彎矩圖9.計算危險截面處軸的直徑軸的材料是選用45鋼，調質處理，由表14-1查得，由表14-3查得，則，所以安全10.該軸上

14、軸承和鍵的校核10.1連接帶輪和軸的鍵：查表10-10，得 ，鍵校核安全，查表14-3得，故安全10.2校核左軸承和計算壽命徑向載荷軸向載荷：,，所以查表得，X=0.44，Y=1.50由表16-9取，則高速軸的當量動載荷為 所以壽命為：，符合工作壽命要求10.3校核右軸承和計算壽命，所以壽命為：，符合工作壽命要求二中間軸的設計1.中間軸的設計步驟與高速軸的設計步驟一樣 31542現將此軸的重要參數和尺寸列于如下所示：1）材料：45鋼，調質2）初算軸徑：,取d=44 mm3）根據軸徑選軸承可初選滾動角接觸軸承7309C，其尺寸：d45D100B25，4)軸各段直徑分別為：,、5）軸各段的長度：6

15、）輸入轉矩高速級的齒輪直徑為，低速軸的小齒輪的直徑為螺旋角壓力角取作用在高速軸的大齒輪的力圓周力 徑向力 軸向力 作用在低速軸的小齒輪的力圓周力 徑向力 軸向力 中間軸受力分析圖如下：從左到右軸承與齒輪，齒輪與齒輪，齒輪與軸承的中心距分別高速級中間軸軸承圓周力 低速級中間軸軸承圓周力 高速級中間軸軸承徑向力 低速級中間軸軸承徑向力 高速級中間軸水平彎矩 低速級中間軸水平彎矩 高速級中間軸垂直彎矩 低速級中間軸垂直彎矩 高速級中間軸彎矩低速級中間軸彎矩高速級中間軸當量彎矩低速級中間軸當量彎矩彎矩圖：水平面彎矩圖垂直面彎矩圖 合成彎矩圖扭矩圖 當量彎矩圖從圖中可以看出，高速軸的大齒輪的所在截面的當

16、量彎矩最大計算危險截面處軸的直徑軸的材料是選用45鋼，調質處理，由表14-1查得，由表14-3查得，則，考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大5%，故上述自選尺寸符合要求，所以安全2.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內圈配合軸徑選用k6，齒輪與中間軸均采用A型普通平鍵聯接，高速軸對應的大齒輪配合的鍵為b=14mm,h=9mm，L=36mm GB1096-79低速軸對應的小齒輪配合的鍵b=14mm,h=9mm,L=36mm GB1096-793.軸上倒角與圓角為保證7009C軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸

17、肩圓角半徑均為2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為4.軸承和鍵的校核連接高速級大齒輪和軸的鍵：查表10-10，得 ，鍵校核安全，查表14-3得，故安全連接低速級小齒輪和軸的鍵校核同上，也安全校核右端軸承和計算壽命：徑向載荷軸向載荷：,，所以查表得，X=1，Y=0由表16-9取，則高速軸的當量動載荷為所以壽命為：，符合工作壽命要求校核左端軸承和計算壽命：，符合工作壽命要求三.低速軸的設計1.選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.2.初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查表10-2,得c=107至118,取輸入功率

18、 ，所以該軸上最小直徑為56mm.考慮到有鍵槽，取3. 軸各段的長度及直徑 6 12 4 53初估軸徑后,可按軸上零件的安裝順序，從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承和擋油環(huán)，擋油環(huán)厚度，故該段直徑為，。2段為低速級小齒輪，計算得軸肩的高度為h=（0.070.1）=4.5mm，故，3段軸肩定位，。4段不裝任何零件，5段安裝另一個軸承和擋油環(huán)，6段連接聯軸器與輸送帶相連，4.軸承：角接觸球軸承7013C，5.軸上倒角與圓角為保證7013C軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為

19、輸入轉矩6.軸的各項受力軸上大齒輪直徑為螺旋角壓力角取圓周力 徑向力 軸向力 輸送帶施加的力為從左到右，左軸承到大齒輪的中心距為,大齒輪到右齒輪的中心距為,右軸承到聯軸器連接鍵的中心距為。6.1求垂直面的支承反力6.2在水平面上的支承反力6.3 F在支點上產生的反力：外力F作用方向與帶傳動的布置有關，在具體不止尚未確定前，按照最不利的情況考慮。7.軸的各項彎矩7.1垂直面的彎矩7.2平面的彎矩7.3F力產生的彎矩為齒輪所在平面由F力產生的彎矩為：7.4求合成彎矩考慮到最不利的情況，把和直接相加同理7.5求危險截面的當量彎矩軸傳遞的轉矩從圖中可看出a-a剖面左側合成彎矩最大、扭矩為，該截面左側可

20、能是危險截面。此軸轉矩不變，所以取，故其當量彎矩為彎矩圖：垂直面彎矩圖水平面彎矩圖合成彎矩圖扭矩圖當量彎矩圖8.計算危險截面處軸的直徑軸的材料是選用45鋼，調質處理，由表14-1查得，由表14-3查得，則，所以安全9.鍵的校核9.1連接低速級大齒輪和軸的鍵：b20*h12*L80查表10-10，得 ，鍵校核安全，查表14-3得，故安全9.2連接低速級小齒輪和軸的鍵:b18*h11*L60,校核同上，也安全10.校核軸承和計算壽命10.1校核左端軸承和計算壽命：徑向載荷軸向載荷：,，所以查表得，X=1，Y=0由表16-9取，則高速軸的當量動載荷為所以壽命為：，符合工作時間要求10.2校核右端軸承

21、和計算壽命：，符合工作時間要求該軸傳遞轉矩大，所以要求聯軸器剛性好，所以選擇凸緣聯軸器，因為T=1257N·m，要Tc<Tn 所以Tn取為1600Nm， 根據以上數據及條件查表得 選用GYH7型 標準GB/T5843-2003.第五部分 潤滑及密封減速器的潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度小，所以才用浸油潤滑的潤滑方式，因為是低速重載，所以選用L-AN68。 高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。2滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V1.52m/s所以采用脂潤滑，選用ZL-2。減速器的密封1.軸伸出端處的密封因為V<5m/s 所以選用氈圈密封的方式，氈圈標記JB/ZQ4604-86.2.軸承室內側處的密封為了防止油脂等的入侵，應在近箱體內壁的軸承旁邊設置檔油環(huán)。第六部分 箱體和齒輪的具體尺寸二.箱體尺寸：箱體壁厚（其中a是低速齒輪的中心距）箱蓋壁厚箱座凸緣厚度b=1.5 =15mm箱蓋凸緣厚度=1.5 =14mm箱座底凸緣厚度=25mm地腳螺栓直徑=24mm地腳螺栓數目