带式输送机传动装置设计(自己做的)

{

韶关学院

课程设计说明书（论文）

课程设计题目：带式输送机传动装置设计

学生姓名：*******

学号：*********

院系：物理与机电工程学院

专业：机械制造及其自动化

班级：*

指导教师姓名及职称：

起止时间：2015年12月——2016年1月

（教务处制）

【

韶关学院课程设计任务书

学生姓名专业班级学号

指导教师姓名及职称# 设计地点信工楼

设计题目带式输送机传动装置设计

带运输机工作原理：

带式运输机传动示意如下图所示。

已知条件：

(

1．滚筒效率ηg=(包括滚筒与轴承的效率损失)；

2．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；

3．使用折旧期：4年一次大修，每年280个工作日，寿命8年；

4．工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；

5．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；

6. 运输带速度允许误差：±5%；

7．动力：电力，三相交流，电压380/220V

设计内容和要求：

1）从机器功能要求出发，拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析。

2）合理选择电动机，按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理地选择零件材料、热处理方法，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。

3）考虑制造工艺、安装、调整、使用、维修、经济和安全等问题，设计机械零部件。

4）图面符合制图标准，尺寸公差、形位公差及表面粗糙度标注正确，技术要求完整合理。5）基本参数:

输送带工作拉力F= 5 KN 输送带工作速度υ= 2 m/s 滚筒直径D= 400 mm

工作任务及工作量要求：

1) 按给定条件设计减速器装置；

{

2）完成减速器装配图1张（A0或A1图纸）；

2）低速轴、低速齿轮零件工作图各1张；

3）编写设计计算说明书1份。内容包括：机械系统方案拟定，机构运动和动力分析，电动机选择，传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算，低速轴、低速齿轮的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献等内容。

进度安排：

设计准备(1天)； 2. 传动装置的总体设计(1天)；3. 传动件的设计计算(3天)；

4. 装配图设计(4天)；

5. 零件工作图设计(2天)；

6. 编写设计说明书(3天)；

7. 总结答辩

（1天）

主要参考文献

[1]龚桂义.机械设计课程设计指导书[M].第二版北京:高等教育出版社, 2001

[2]龚桂义.机械设计课程设计图册[M].第三版北京:高等教育出版社, 1989

[3]濮良贵.机械设计 [M].第九版北京:高等教育出版社,2013

[4]吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册[M].第三版北京:高等教育出版社 2006

[5]成大先.机械设计手册[M].第五版，一、二、三、四册北京:机械工业出版社, 2008

。

一、选择电动机

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比

三、计算传动装置的运动和动力参数

四、传动零件的设计计算

五、轴的计算

、

六、键的选择和校核

七、轴承的的选择与寿命校核

八、联轴器的选择

九、减速器的结构

十、润滑方法、润滑油牌号

十一、密封与密封的选择

附录：零件图、装配图

：

—

[

计算及说明

一、选择电动机

（1) 选择电动机的类型

按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 型。（2）选择电动机的容量

电动机所需功率计算工式为：（1）P d =

P η KW ，（2） P w =

1000

Kw P d =

1000a

η Kw

所以由电动机至卷筒的传动总功率为：242

1234a ηηηηη=

式中： 2η：滚动轴承传动效率（4对），选用初步选用圆锥滚子轴承，取1η=

3η：齿轮传动效率（2对），选用斜齿圆柱齿轮，取3η=

3η：电动机—高速轴传动效率，选用弹性联轴器（2对），取1η=

4η：滚筒及其轴承的传动效率，4η=

则可得到总传动效率

8209509709809802

4.....ηa =???=

又因为: V =2m/s 所以: KW .ηV F Ραd 26.1282

010002

50001000=??=**=

(3) 确定电动机的转速卷筒轴工作转速为

min 54.95=400

×2×1000×60=100060=

r ππ*D V *n

二级圆柱齿轮减速器传动比i = 8~40

则电动机的转速的可选范围为

min 3822-764=54.95408==2r )()*~(*n i n d

：

符合这一范围的同步转速有: 1000r/min 、1500r/min 、3000r/min

查Y 系列（IP44）电动机的技术数据表格，选定电动机为Y160M —4 技术参数如下：表1

低转速电动机的技术相对较多，外观尺寸较大，价格较高，综合考虑，选用Y132L-4搭配减速器使用更合理

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 >

由电动机的的型号Y160L-4 ，满载转速1460/min m n r = 总传动比

28.1554

.951460===

n n i m a 滚筒的速度范围：,n = （±）n = （±）?= ~ r/min 按 1i = （~）2i 分配传动比定为取 1i =2i

1i = 2i =

三、计算传动装置的运动和动力参数

为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次为I 轴、II 轴、III 轴，以及工作轴

0i 、1i ，……为相邻两轴间的传动比；

01η、12η，……为相邻两轴间的传动效率；

I P 、II P ，……为各轴的输入功率（Kw ）； I T 、 II T ，……为各轴的输入转矩（N ·m ）； I n 、II n ，……为各轴的转速（r/min ）；

各轴的转速

I 轴 0146014601

m I n n i =

== r/min II 轴 11460

3174.6I II n n i =

== r/min III 轴 231796.183.3

II III n n i =

== r/min 卷筒轴 96.18IV II n n == r/min

各轴输入功率

I 轴 01112.200.9912.08I d d P P P Kw ηη=?=?=?=

￥

II 轴 122312.080.980.9811.60II I I P P P Kw ηηη=?=??=??= III 轴 2311.600.980.9811.14III II P P Kw η=?=??= 工作轴 3411.140.980.9910.81IV III P P Kw η=?=??=

各轴输出功率

I 轴 '

112.080.9811.84I I P P Kw η=?=?= II 轴 '

111.600.9811.37II II P P Kw η=?=?= III 轴 '

111.140.9810.92III III P P Kw η=?=?=

[

工作轴 '

410.810.9510.27IV IV P P Kw η=?=?=

各轴输入转矩

电动机轴输出转矩为： 12.20

955079.801460

d T N m =?

=? I 轴 00179.8010.9978.01I d T T i N m η=??=??=?

II 轴 11278.01 4.60.980.98344.64II I T T i N m η=??=???=? III 轴 223344.64 3.30.980.981092.27III II T T i N m η=??=???=? 卷筒轴 341092.270.980.991070.42IV III T T N m η=?=??=?

，

各轴输出转矩

I 轴 '

178.010.9876.45I I T T N m η=?=?=? II 轴 '

1344.640.98337.75II II T T N m η=?=?=? III 轴 '

21092.270.981070.42III III T T N m η=?=?=? 卷筒轴 '

51059.720.981038.53IV IV T T N m η=?=?=?

运动和动力参数计算结果整理于下表：

四、传动零件的设计计算

第一对齿轮（高速齿轮）

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮出传动

（2）精度等级选7级精度（GB10095-88）

（3）材料选择：小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为 40HBS （4）选小齿轮齿数为 1Z =24，大齿轮齿数 211

4.624111Z i Z =?=?=

其中i=u （齿数比） (5)螺旋角： β=14o

(

2、按齿面接触强度设计

公式如下：

1t d ≥

（1）确定公式内的各值计算 1）、试选

t K =

2）、选取区域系数H Z =

3）、由“标准圆柱齿轮传动的端面重合度

a ε图”可查得

1αε =

2αε =

}

αε = 1αε+2αε =

4）、计算小齿轮传递的转矩

54112.08

95.5107.902101460

T N mm =??

=??

5）、由“圆柱齿的齿宽系数d ?表”（表10-7）选取齿宽系数d ?=

6）、由“弹性影响系数E Z ”（表10-6）查得材料的弹性影响系数E Z =1

a MP 7）、按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限lim1H σ=600a MP ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2H σ=550a MP

8）、由式N=601n j h L 计算应力循环次数。

1N =60?1440?1?（2?8?280?8）=9

3.110?.

2N =

93.1104.6

?=8

6.78810? 9）、由“接触疲劳寿命系数

K 图”（图10-19）查得接触疲劳寿命系数

HN K =,

HN K =

10）、计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，得：

[]1lim11HN H H K s σσ==?

=558a MP []2lim22

HN H H K s

σ==?=521a MP

采用较小值[]H σ =521 a MP

(2) 计算 ~

1）、试算小齿轮分度圆直径

t d 1

1t d =mm =

2)、计算圆周速度

601000t d n V π=

3.1445.971460

601000

???= m/s

3）、计算齿宽b 及模数nt m

1d t b d =?=?= mm

11cos t t d m Z β==cos 45.4

97142o ?= mm

h=t m =?10.984.185

45.97

b h =

= 4）、计算纵向重合度 βε .

βε = d Φ1Z β = ???14 =

5）、计算载荷系数K

已知使用系数

A K =。根v= m/s ,7级精度，由“动载系数

v K 图”（图10-8）

查得动载荷系数

v K =。由“接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数H K β表”（表10-4）

用插入法查得7级精度的小齿轮相对支承非对称布置时

H K β

由“弯曲强度计算的齿向载荷分布系数F K β

图”(图10-13)查得

F K β

由“齿间载荷分配系数

,H F K K ??

表”（表10-3）查得

H F K K ??

故载荷系数K 为：

A V H H K K K K K αβ==???

6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，

1145.97d d ===

7)、计算模数

n m

11cos 52.44cos14 2.1224

d m Z β?=

== mm 3 按齿根弯曲强度设计

n m = （1）确定计算参数

1）、计算载荷系数

A V F F K K K K K αβ==???

{

2)、根据纵向重合度 1.905βε= ，从图10-28查得螺旋角影响系数Y β

3)、计算当量齿数

11330

26.27cos cos 14

V Z Z β=

22330

120

121.51cos cos 14

V Z Z β=

== 4)、查取齿形系数,由“齿形

Fa Y 及应力校正系数Sa Y 表”（表10－5）查得

1 2.62Fa Y = ，

2 2.15Fa Y =

5)、查取应力校正系数得： 1 1.60sa Y = ，2 1.82sa Y =

6）、由“调质处理FE σ图”（图10-20C ），查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

1500FE a MP σ= ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2380FE a MP σ=

7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数1FN K =, 2FN K = 8)、计算弯曲疲劳许用应力

取疲劳安全系数S=,由式（10-12）得：

[]1110.85500303.57

1.4FN FE F K s σσ??===a

MP []222

0.93380238.86

1.4

FN FE F K s σσ??===a

MP 9）、计算大、小齿轮的

[]

Fa Sa

F Y Y σ，并加以比较

[]11

2.62 1.60

0.0138303.57

Fa Sa F Y Y σ?=

=MPa

[]22

2.15 1.82

0.0164238.86

Fa Sa F Y Y σ?=

=MPa

；

大齿轮的数值大（2）设计计算

n m ≥= 对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数

n m 大于齿根弯曲疲劳强度计

算的法面模数，取n m = mm 。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d =来计算应有的齿数。于是有：

11cos n d Z m β=

52.44cos1425.442

?== 取 1Z =26 21Z i Z =?=?= 取 2Z =119 4几何尺寸计算

（1）计算中心距 |

12()2cos n Z Z m a β+=

(26119)2

149.672cos14

+?==?mm

将中心距圆整为：149mm

(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角

12()(26119)2

arccos

arccos 13.3122149

n Z Z m a β++?===?

因β值改变不多，所以参数ε?、K β、H Z 等不必修正（3）计算大小齿轮的分度圆直径 11cos n Z m d β=

26253.44cos13.31?==mm 22cos n Z m d β=

1192

244.57cos13.31

?==mm 】

(4) 计算齿轮宽度

1153.4453.44d b d =?=?= 圆整后取 2B =53mm, 1B =58mm

第二对齿轮（低速齿轮）

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱轮传动；

（2）精度等级选7级精度（GB10095-88） …

（3）材料选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS 。二者材料硬度差为 40HBS

（4）选小齿轮齿数为 1Z =24，大齿轮齿数 211 3.32479Z i Z =?=?=。（5）选取螺旋角。初选螺旋角 β=0

14 2、按齿面接触强度设计

公式如下：

1t d ≥

（1）确定公式内的各值计算 1）、试选t K =

2）、由图10-30选项取区域系数H Z =。

3）、由图10-26查1ε?=, 2ε?=则 ε?=1ε?+2ε?= 4）、计算小齿轮传递的转矩

55111.60

95.510 3.49510317.39

T N mm =??

=??

5）、由表10-7选取齿宽系数d ?=1

6）、由表10-6查得材料的弹性影响系数E Z =1

a MP

7）、由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限lim1H σ=600a MP ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2H σ=550a MP 。

8）、由式（10-30） N=601n j h L 计算应力循环系数。

…

1N =???（2?8?280?8）=86.8310?.

2N =

86.83103.3

?=8

2.0710? 9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数1HN K =, 2HN K =。 10）、计算接触褡许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：

[]1lim11HN H H K s σσ=

=570a MP []2lim22HN H H K s

σ==?=539a MP

所以 []H σ=[][]2

21H H σσ+=5705392+=a

(2) 计算

1）、试算小齿轮分度圆直径

1t d ≥

2)、计算圆周速度 11

601000t d n V π=

3.1479.37317.39

601000

???= m/s

3）、计算齿宽b 及模数nt m

1d t b d =?=?= mm

11cos t nt d m Z β==0

81.34cos1425

h=?nt m =?

h b 79.37

7.22

4)、计算纵向重合度

010.318tan 0.318124tan14d Z βεβ=?=???=

5）、计算载荷系数K

已知使用系数1A K =。根v= m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数

v K = 。由表10-4查得H K β=

由图10-13查得F K β=

由表10-3查得H F K K ??== ，所以载荷系数 A V H H K K K K K β?==???= >

6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

11t d d =

79.37= 7)、计算模数

n m

11cos n d m Z β==

88.69cos14 3.5924

?= mm 3 按齿根弯曲强度设计

n m = （1）确定计算参数

1）、计算载荷系数

A V F F K K K K K β?==??? =

2)、根据纵向重合度 1.905βε= ，从图10-28查得螺旋角影响系数Y β= 3)、计算当量齿数 11330

27.38cos cos 14

V Z Z β=

== 22330

86.48cos cos 14

V Z Z β=== 4)、查取齿开系数

由表10-5查得 1 2.65Fa Y = ， 2 2.21Fa Y =

、

5)、查取应力校正系数得： 1 1.61sa Y = ，2 1.74sa Y =

6）、由图10-20C ，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE a MP σ= ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2380FE a MP σ=

7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数1FN K =, 2FN K = 8)、计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数S=：

[]1110.95500339.29

1.4FN FE F K s σσ??===a

MP []222

0.98380266

1.4

FN FE F K s σσ??===a

MP 9）、计算大、小齿轮的

[]

Fa Sa

F Y Y σ?，并加以比较

[]11

2.65 1.61

0.01257339.29

Fa Sa F Y Y σ?=

[]22

2.21 1.74

0.01446266

Fa Sa F Y Y σ?=

大齿轮的数值大（2）设计计算

n m ≥

对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于齿根弯曲疲劳强度计

算的法面模数，取

n m = mm 。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触

疲劳强度算得的分度圆直径

1d = mm 来计算应有的齿数。于是有：

11cos n d Z m β=0

82.76cos1432.122.5

?== 取 1Z =33

21 3.333108.9109Z i Z =?=?=≈

4几何尺寸计算

（1）计算中心距

12()2cos n Z Z m a β+=

(33109) 2.5

182.932cos14

+?==?mm 将中心距圆整为：183mm

(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角

012()(33109) 2.5

arccos

arccos 13.9622183

n Z Z m a β++?===?

因β值改变不多，所以参数ε?、K β、H Z 等不必修正

—

（3）计算大小齿轮的分度圆直径

11cos n Z m d β=

33 2.5

85.01cos13.96?==mm

220

109 2.5

280.79cos cos13.96

n Z m d β?=

==mm (4) 计算齿轮宽度

1d b d =?185.0185.01=?=mm.

圆整后取 2B =85mm, 1B =90mm

—

传动齿轮的参数汇总齿数Z ：个

法向模数，分度圆直径d ，中心距a ：mm

表3

：

五、轴的计算

高速轴的设计

1）.已知输入轴上的功率P 、转速n 和转矩T

高速轴：112.08P kW =；

11460/min n r = ；

178.01T N m =

材料：选用45号钢调质处理。取[]35Mpa τ= C=108。 2）确定轴的最小直径

min 11221.44d mm ≥=，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取

130d mm =

选用LX3联轴器。半联径d1=30mm,故取 d 1-2=30mm,半联轴器长度L=82mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L ＝60mm

轴配合的毂孔长度L ＝56mm

[

3）结构设计

拟定轴上零件的装配方案采用图1所示的装配方案图1

4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径2335d mm -=。查手册，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取2335d mm -=。

（2）设计轴段34d -，为使轴承装拆方便，查手册,采用轴肩膀给轴承定位。选轴承30307，根据轴承孔径，所以347840d d --==mm ，长度略比轴承宽度短，取为347825L L --==mm.

【

（3）齿轮分度圆直径为，齿轮宽度为60mm,,因此5653.44d mm -=,5655L -=mm （4）轴承由轴肩膀定位，取456745d d mm --==,6727.5L -=mm ，45110.5L -=。

中速轴的设计：

材料：选用45号钢调质处理。取[]35Mpa τ=C=110。图2

min 2

37.24P d n ≥=，最小轴径段安装轴承，在此选择30307轴承，因此，125640d d mm --==

。

23d -装配低速级小齿轮，

且2312d d -->取2348d -=，轴长比齿宽略短取L 3-2=86。 45d -段主要是定位高速级大齿轮，所以取4548d -=mm ，轴长比齿宽略短取

L 4-5=50mm 。

34d -段轴肩定位齿轮，所以取3412d -=mm ，1250L -=mm,5655L -=。

低速轴的设计

1、轴的计算

轴的输入功率为311.14P Kw =，轴的转速为396.18/min n r =，

轴的输入转矩为31092.27T N mm =? 。

2、求作用在齿轮上的力

由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径2280.79d mm = ，则：

221092.27107779.98280.79

T N F

??=

tan tan 207779.982917.86cos cos13.96

n r t

N F F β

α?

==?

= tan 7779.98tan13.961934.00a

t N F

F β==??=

3、初步确定轴的最小直径 "

初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据“轴常用几种材料的[]T τ及0A 值表”（表15-3）可查得0112,A =于是有：

min 011053.62d A mm ==

== 输出轴的最小直径轴段安装半联轴器，需选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩3T K T A ca ?= 由传动平稳，查“工作情况系数A K 表”（表14-1）可查得A K =

41.5109.227101638405ca T N mm N mm =???=?

按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件查标准GB/T 5272—2002，选用GY7型TU 凸缘连轴器，半联轴器的孔径I d = 60mm ，故取II I d -=60mm 。半联轴器长度L=142mm ，半联轴器与轴的配合长度L 1=105mm 。

4、轴的结构设计 - 图3

Ⅷ Ⅶ Ⅵ Ⅴ Ⅳ Ⅲ Ⅱ Ⅰ

（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a ．为了满足轴向定位要求，I-II 轴段要制出一轴肩，故取II-III 段的直径

II III d -=64mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=68mm 。为使轴端挡

圈能够有效工作，取I II L -=105mm 。

b ．初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据II III d -=64mm ，初步选取 03尺寸系列，0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承

30313，其尺寸为

6514036d D T mm mm mm ??=??，故III IV d -和VII VIII d -均取65mm ， III IV l -=36mm

右端滚动轴承采用轴肩进行定位。由30313的安装高度可知，则

a d =IV V d -=70mm 。

、

c ．轴段VI-VII 安装齿轮，取直径VI VII

d -=70mm ；齿轮的右端面与右轴承之间采用套筒定位。由大齿轮齿宽2B = 85mm ，取VII VI l -=82mm 。齿轮的左端面由轴肩定位，轴肩高度h=（2-3）R ，R=2，取h = 6mm ，则轴环直径VI V d -=84mm ，轴环宽度≥，取VI V l - = 11mm 。

d ．初定端盖总长为20mm ，联轴器右端面与端盖左端面的距离为l = 30mm ，