带式输送机传动装置设计

湖南人文科技学院

课程设计报告

课程名称：机械设计课程设计

设计题目：带式输送机传动装置

系别：能源与机电工程学院

专业：机械设计制造及其自动化

班级：2014级机械二班

学生姓名: 王斌、邹良波、张恒、张帅、徐明强学号: 14428213、14428235、14404111、

14428206、14428202

起止日期:2016.12.12~2016.12.26

指导教师:

教研室主任：郝前华

带式输送机传动装置

摘要：机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计是“机械设计”课程重要的实践环节齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，然而带式输送机是连续运输机的一种，连续运输机是固定式或运移式起重机运输机中主要类型之一。其运输特点是形成装载点之间的连续物流料流，靠连续物料流的整体运动来完成物流从装载点到卸载点的输送。在工业、农业、交通等各企业中，连续输送机是生产过程中组成有节奏的流水作业运输线不可缺少的组成部分.

关键词：减速器；齿轮；带式输送机

目录

引言 (1)

1.传动装置总体设计方案 (2)

1.1 方案的设定 (2)

1.2 电动机的选择 (2)

1.2.1 选择电动机类型 (2)

1.2.2选择电动机容量 (2)

1.2.3选择电动机转速 (3)

1.3确定传动装置的传动比 (4)

2.设计V带和带轮 (6)

3.齿轮的设计 (8)

3.1选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋角β (8)

3.2初步设计齿轮主要尺寸 (8)

3.3齿轮主要几何尺寸 (9)

3.4校核齿轮弯曲疲劳强度 (10)

3.5结构设计 (11)

4.传动轴的设计 (12)

4.1轴的设计 (12)

4.2齿轮轴的设计 (11)

4.3滚动轴承的校核 (19)

5.键联接的设计 (20)

6.箱体结构的设计 (21)

7.润滑密封设计 (23)

参考文献 (24)

致谢 (25)

附录

A.齿轮图

B.轴承图

C.装配图

引言

带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。主要由机架、输送皮带、皮带辊筒、张紧装置、传动装置等组成。它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。带式输送机可以用于水平运输或倾斜运输，使用非常方便，广泛应用于现代化的各种工业企业中，如：矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中。

1.传动装置总体设计方案

1.1 方案的设定

本组设计数据：

运输带工作拉力F=2200N。

运输带工作速度v=1.1m/s。

卷筒直径D=240mm。

(1) 外传动机构为V带传动。

(2) 减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。

图1-1 传动装置总体设计方案简图

1.V带传动

2.运输带

3.单级斜齿圆柱齿轮减速器

4.联轴器

5.电动机

6.卷筒

(3) 方案简图如图1-1

(4) 该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

1.2 电动机的选择

1.2.1 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，额定电压380V。

1.2.2 选择电动机的容量工作机的有效功率为

v P w F = (1-1) kw P w 42.2=

从电动机到工作机传送带间的总效率为

5433

21ηηηηηη????=∑ （1-2）

m in 58.87r n w =

可知[7]：

1η：V 带传动效率 0.96

2η：滚动轴承效率 0.99（球轴承）

3η ：齿轮传动效率 0.97 （8级精度一般齿轮传动） 4η：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器）

5η：卷筒传动效率 0.96

所以电动机所需工作功率为

∑

=

η

w

P P d （1-3） kw P d 81.2=

1.2.3 确定电动机转速 单级圆柱齿轮减速器传动比20~6'

=∑

i [1] 而工作机卷筒轴的转速为

D

v

n w π= （1-4）

所以电动机转速的可选范围为

m in )6.1751~48.525(m in 58.87)20~6('

r r n i n w d =?==∑

符合这一范围的同步转速有、1000r/min 和1500两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min 的电动机[1]。

根据电动机类型、容量和转速，选定电动机型号为Y100L2-4[1]。 其主要性能如下表：

电动机的主要安装尺寸和外形如下表：

图1-2 电动机主要安装尺寸和外形图

表1-2电动机主要安装尺寸表

1.3 确定传动装置的传动比

见图1-1.1和5之间为I 轴；1和3之间为 II 轴；3和4之间为III 轴；4和6之间为卷筒轴，下列均表示为I 轴.II 轴.III 轴和卷筒轴。

总传动比∑i 为 w

m

n n i =

∑ (1-5) 33.16=∑i

I I I ∑=i i i

考虑润滑条件等因素[1]，初定

4=I i

1.4=I I i

计算传动装置的运动和动力参数

(1) 各轴的转速

I 轴 m in 1430r n n m ==I II 轴 m in 5.357r i n n ==

I

I

I I

III 轴 min 2.87r i n n ≈=

I I

I I

I I I 卷筒轴 min 2.87r n n w ==I I I (2) 各轴的输入功率

I 轴 kw P P d 81.2==I

II 轴 kw P P 67.221

==I I I ηη III 轴 kw P P 56.223==I I I I I ηη 卷筒轴 kw P P 51.224==I I I ηη卷 (3) 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩d T 为

mm N n P T m

d d ??=?

?=46

1088.11055.9

I 轴 mm N T T d ??==I 41088.1 II 轴 mm N i T T ??==I I I I 4211015.7ηη III 轴 mm N i T T ??==I I I I I I I 5231082.2ηη

卷筒轴 mm N T T ??==I I I 5

241076.2ηη卷

将上述计算结果汇总于下表：

表1-3各轴运动和动力参数

2 .设计V 带和带轮

电动机输出功率 kw P d 81.2=，转速m in 14301r n n m ==，带传动传动比i=4，每天工作16小时。

(1) 确定计算功率ca P 工作情况系数2.1=A K [1]，故

kw P K P d A ca 37.3== (2-1)

(2) 选择V 带类型

由 3.37ca P kw =，11430/min n r =，选用A 型带[1]。

(3) 确定带轮的基准直径1d d 并验算带速 1) 初选小带轮基准直径1d d

选取小带轮基准直径mm d d 901=[1]，而1

100d d H mm <=， 其中H 为电动机机轴

高度，满足安装要求。

2) 验算带速v

s m n d v d 74.61000

601

1

=?=

π

因为s m v s m 255<<，故带速合适[1]。

3) 计算大带轮的基准直径

mm d i d d d 36012==I 选取mm d d 3552=[2]，则传动比9.3=I i ， 从动轮转速 min 7.3661

2r i n n ==

I

(4) 确定V 带的中心距a 和基准长度d L 1) 由式)(2)(7.021210d d d d d d a d d +≤≤+得 8903120≤≤a ，取mm a 7500= 2) 计算带所需的基准长度d L

mm a d d d d a L d d d d d 22224)()(2

20

2

012210=-+

++

=π

选取V 带基准长度mm L d 2240=[2]

3) 计算实际中心距a

mm L L a a d d 7592

0=-+

=

mm L a a d 82603.0max =+=

mm L a a d 725015.0min =-=

(5) 验算小带轮上的包角1α

901603.57)(180121>≈--=a

d d d d α

(6) 计算带的根数Z

1) 计算单根V 带的额定功率r P

由mm d d 901=和m in 14301r n =，得kw P 05.10=[2]。

根据m in 14301r n =，9.3=I i 和A 型带，得kw P 17.00=?[2]。 根据95.0=αK ，06.1=L K [2]，于是

kw K K P P P L r 23.1)(00=???+=α

2) 计算V 带的根数Z

74.223

.137.3≈==

r ca P P z 所以取3根。

(7) 计算单根V 带的初拉力的最小值min 0)(F 由A 型带的单位长度质量m kg q 1.0=[2]，所以

N qv zv

K P K F ca

141)5.2(500

)(2min 0=+-=αα

应使带的实际初拉力min 00)(F F >。 (8) 计算压轴力p F

压轴力的最小值为 N F z F p 1472

sin )(2)(1

min 0min ==α

(9) 带轮的结构设计

小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为13mm ，取带轮宽为35mm [2]。

表2-1给出总的参数表

3 .齿轮的设计

3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋角β

(1) 按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

(2) 运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，故选用8级精度[3]。 (3) 材料选择。大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS,260HBS,二者材料硬度差为40HBS [3]。

(4) 选小齿轮齿数241=z [3]，则大齿轮齿数9812==I I z i z (5) 初选螺旋角β=13° 3.2 初步设计齿轮主要尺寸

(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计。

32

11)][(12H

H E d t Z Z Z Z u u KT d σψβε±≥ (3-1)

确定式中各项数值：

因载荷较平稳，初选t K =1.5[3]

mm N n P T ??=?=I I

42

611013.71055.9

取 1=d ψ[3]；

材料的弹性影响系数MPa z E 8.189=[3]

；

取 44.2=H z [3]；

一般取Z ε=0.75～0.88[3]，因齿数较少，所以取8.0=εz

99.0cos ==ββz

由式

1260h N n jL = （3-2）

860357.511630088.2410N =?????=?

882121001.21

.41024.8?=?==i N N N

08.11=HN K ,15.12

=HN K [3]；

MPa H 6001lim =σ，MPa H 5602lim =σ；

取 1min =H S [4]

MPa MPa S

K HN H 64860008.1][1

lim 11=?==

σσ

MPa MPa S

K HN H 64456015.1][2

lim 22=?==

σσ 取 MPa H 6462/)644648(][=+=σ 设计齿轮参数

mm

mm Z Z Z Z u u T K d H

H E d t t 1.44)646

99.08.08.18944.2(1.411.41713005.12)

][(123

2

32

11=????+???=±≥σψβε（3-3）

修正t d 1：s m s m n d v t /83.0/1000

605.3571.4414.31000

6021=???=?=π

查得[9] 00.1=A K ；

03.1=v K ； 05.1=βK ；

一般斜齿圆柱齿轮传动取4.1~1=αK [4]，此处2.1=αK 则 30.12.105.103.100.1=???==αβK K K K K V A

mm mm K K d d t t 05.425

.130

.11.4433

11=?== mm mm z d m n 71.124

13cos 05.42cos 11=?

?==

β 选取第一系列标准模数mm m n 2=

3.3 齿轮主要几何尺寸：

mm mm z z m a n 77.12513cos 2)

9824(2cos 2)(211=?

?+?=+=

β

圆整中心距，取mm a 1261= 则 ?=?+?=+=48.14126

2)9824(2arccos 2)(arccos

121a z z m n β

计算分度圆直径和齿宽

mm mm z m d n 48.4948.14cos 24

2cos 11=?

?==β

mm mm z m d n 06.20248.14cos 98

2cos 22=?

?==

β

mm mm d b d 48.4948.4911=?==ψ

mm B 552= mm B 601=

3.4 校核齿根弯曲疲劳强度

F Sa Fa F Y Y bd Y Y KT ][21

1σσβ

ε≤=

(3-4)

(1) 确定公式内的各计算数值 取 εY =0.7，88.0=βY [5]

小齿轮的弯曲疲劳强度极限M P a F 2401lim =σ；大齿轮的弯曲强度极限

M P a F 2202lim =σ[5]

；

取弯曲疲劳寿命系数90.01=FN K ，94.02=FN K [5]； 计算弯曲疲劳许用应力：

取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数Y=2,有

MPa S

Y

K F FN F 6.308][1lim 11==

σσ MPa S

Y

K F FN F 4.295][2lim 22==

σσ

计算载荷系数K ： 30.12.105.103.100.1=???==αβK K K K K V A 查取齿形系数：

26cos 311==

βz z v 107cos 32

2

==β

z z v 查得应力校正系数： 60.21=Fa Y 19.22=Fa Y [5] 595.11=Sa Y 80.12=Sa Y [5] (2) 校核计算

111111296.7308.6[]F Fa Sa F n

KT Y Y Y Y MPa bd m εβ

σσ=

=≤=

122221291.9295.4[]F Fa Sa F n

KT Y Y Y Y MPa bd m εβ

σσ=

=≤=

因此齿根弯曲疲劳强度足够。

由于齿轮的模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.71并就近圆整为标准值m=2mm ，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿

轮齿数251

1≈=

m

d z 。 轮齿数，取1032=z 。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 3.5 结构设计

首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式结构为宜。

其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。

图3-1齿轮

4 .传动轴的设计

4.1 轴的设计

(1) 输出轴上的功率I I I P 、转速I I I n 和转矩I I I T

由上可知kw P 56.2=I I I ，min 2.87r n =I I I ，mm N T ??=I I I 51082.2

(2) 求作用在齿轮上的力

因已知低速大齿轮的分度圆直径

mm mm z m d 37.21248.14cos 1032cos 22=??==β

得 N d T F t 86.273722

==

I I I

N F F t

r 32.1027cos tan ==β

α

N F a 707= (3) 初步确定轴的最小直径

材料为45钢，调质处理。取110=C [6]，于是

mm n P C d 93.333

'min ==I I I

I I I ，由于键槽的影响，故mm d d 63.3505.1'

min min == 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I I -I d 。为了使所选的轴直径I I -I d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩I I I =T K T A ca ，取5.1=A K [6]，则：

mm N T K T A ca ?==I I I 423000

按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为mm N ?1250000[7]。半联轴器的孔径mm d 38=I ，故取半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=60mm 。

(4) 轴的结构设计

1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

图4-3 III 轴

a.为了满足半联轴器的轴向定位要求，由图4-3得，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径mm d 42=-ⅢⅡ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 60=I ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比I L 小mm 3~2，现取mm l 58=-ⅡⅠ。

b.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据mm d 42=-ⅢⅡ，选取轴承代号为7009AC 的角接触球轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 167545??=??[7]，故mm d d 45==--ⅦⅥⅣⅢ；而mm l 30=-ⅦⅥ。

c.取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径mm d 48=-ⅤⅣ[7]；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为55mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取mm l 53=-ⅤⅣ。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度d h 07.0>，故取mm h 4=，则轴环处的直径mm d 56=-ⅥⅤ。轴环宽度h b 4.1≥，取mm l 10=-ⅥⅤ。

d.轴承端盖的总宽度为mm 10(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离

mm l 30=，故mm l 40=-ⅢⅡ。

e.取齿轮距箱体内壁的距离mm a 12=，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取mm s 10=，已知滚动轴承宽度mm T 16=，大齿轮轮毂长度mm L 55=，则 mm mm a s T l 40)2121016()5355(=+++=-+++=-ⅣⅢ

至此，已初步确定了轴的各段和长度。 2) 轴上零件的周向定位

轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。我们按ⅤⅣ-d 查得平键的截面

mm mm h b 914?=?[8]，键槽用键槽铣刀加工，长为mm 45，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为mm mm mm 50812??，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。

3) 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 452?[8]。 (5) 求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距。

mm mm mm L L 2.896.446.4432=+=+ 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算处的截面C 处的

H M 、V M 及M 的值列于下表：

表4-1 截面C 处的M H 、M V 、及M 的值

图4-1 轴的弯矩图

图4-2 轴的扭矩图

(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C ）的强度。根据表4-1的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0=α，轴的计算应力 MPa W

T M ca 98.11)(2

21=+=

ασ。

前已选定轴的材料为45钢，调质处理， 由MPa 60][1=-σ[8]

，因此][1-<σσca ，故

安全。

(7) 精确校核轴的疲劳强度 1) 判断危险截面

由图4-1、4-2可以看出，截面A 、Ⅱ、Ⅲ、B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A 、Ⅱ、Ⅲ、B 均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C 上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C 上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C 也不必校核。截面Ⅵ显然更不必校核。截面Ⅳ为危险截面，截面Ⅳ的左右两侧均需校核。 2) 截面Ⅳ左侧

抗弯截面系数 3335.9112451.01.0mm d W =?== 抗扭截面系数 33318225452.02.0mm d W T =?== 截面Ⅳ左侧的弯矩M 为

mm N M M ?=-?=355016

.4426

6.441

截面Ⅳ 上的扭矩T 为

mm N T ?=282000 截面上的弯曲应力

MPa W

M

b 9.3==σ 截面上的扭转切应力

MPa W T

T

T 47.15==

τ 弯曲正应力为对称循环弯应力，0=m σ，扭曲切应力为脉冲循环应变力 MPa m 74.72/47.15==τ

=a σMPa b 9.3=σ,=a τMPa m 74.7=τ

轴的材料为45钢，调质处理，

MPa 640=B σ，MPa 2751=-σ，MPa 1551=-τ[9]

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα，因

04.045

0.2==d r ， 07.14548==d D ，

可得： 92.1=σα，30.1=τα[9] 又经插值可得轴的材料的敏性系数为

82.0=σq ，85.0=τq [9] 故有效应力集中系数为

75.1)1(1=-+=σσσαq k 26.1)1(1=-+=ττταq k

已知75.0=σε[10] ，扭转尺寸系数76.0=τε[10]

按磨削加工，由MPa 640=B σ， 92.0==τσββ[10] 轴未经表面强化处理，即1=q β[10]，则综合系数为

42.211

=-+

=σ

σσσβεk K 75.111

=-+

=

τ

τ

τ

τβεk K

已知碳钢的特性系数[10]

2.0~1.0=σ?，取1.0=σ? 1.0~05.0=τ?，取05.0=τ? 于是，计算安全系数ca S 值，则 14.291

=+=-m

a K S σ?σσσσσ

13.111

=+=-m

a K S τ?τττττ

5.14.102

2

=>>=+=S S S S S S ca τ

στσ

故可知其安全。

3) 截面Ⅳ右侧

抗弯截面系数 3332.11059481.01.0mm d W =?== 抗扭截面系数 3334.22118481.02.0mm d W T =?== 截面Ⅳ右侧的弯矩M 为

mm N M M ?=-?=355016

.4426

6.441

截面Ⅳ 上的扭矩T

mm N T ?=282000