帶式輸送機的傳動系統(tǒng)設計(減速機設計)

1、機械設計課程設計說明書課題名稱 帶式輸送機的傳動系統(tǒng)設計 學 院 xxxxxXXXXXXXX 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 作 者 XXXXXXXXXXXXXXXXXX 學 號 XXXXXXXXXXXXXXXXXX 指導老師 XXXXXXXXXXXXXXXXXXX 二0一五年十二月二十一 目錄第一章 緒論.1第二章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算.2第三章V帶傳動設計.4第四章 齒輪的設計計算.6第五章 軸的設計計算.12第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇.18第7章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算.20第8章 設計小結.24參考資料.24第一章 緒論1.1 設計目

2、的（1）培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產(chǎn)實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。（3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理等設計方面的能力。1.2傳動方案擬定1、傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特點：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動

3、形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單

4、級直齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。2、傳動方案的分析與擬定1、工作條件：使用年限8年，工作為兩班工作制，單向運轉，不均勻載荷，中等沖擊，空載運行。2、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4.5KN；帶速V=1.9m/s；滾筒直徑D=320mm；3、方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組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，結構簡單，成本低，使用維護方便。圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖第二章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算2.1 電動機類型及結構的選擇本減速器設計為水平剖分，選用Y系列三相異步電動機，封閉臥式結構。2.2電動機選擇1、工作機的功率=FV=

5、4.5×1.9=8.55 (kw)2、總效率=0.96×0.97×0.96×0.993=0.87 式中效率由簡明機械設計手冊P11表15獲得3、所需電動機功率 查簡明機械設計手冊P637表19-3得電機型號選用Y180L-8額定功率滿載轉速堵轉轉矩比額定轉矩最大轉矩比額定轉矩質量11kw7301.72.01452.3確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比 1、 工作機的轉速n=60×1000v/（D）=60×1000×1.9/(3.14×320) =113.46 (r/min)2、確定傳動裝置的總傳動比由選定的電動機

6、滿載轉速和工作機主動軸轉速可得傳動裝置總傳動比為：=/=730/113.46=6.4343、分配各級傳動裝置傳動比： 總傳動比等于各傳動比的乘積 =取=2（普通V帶 i<5）因為：=所以：6.434/23.2172.4動力運動參數(shù)計算（一）轉速n=730 (r/min)=/=/=730/2=365（r/min）=/=365/3.27=113.46（r/min）=113.46（r/min）（二）功率P低速軸：高速軸：卷筒軸（三）轉矩T (Nm)低速軸 高速軸(Nm)卷筒軸(Nm)將上述數(shù)據(jù)列表如下：軸號功率P/kWN /(r.min-1)/(Nm) i 09.37730127.682 18

7、.9976365245.15 28.64113.46757.343.27 38.64113.46727.271第三章V帶傳動設計3.1確定計算功率查表得KA=1.2，則PC=KAP=1.2×9.76=11.721KW3.2確定V帶型號由于普通V帶其性能低，而要求的傳動的力矩較大，故選用SPB型窄V帶。3.3確定帶輪直徑（1）確定小帶輪基準直徑根據(jù)機械設計手冊P6-18表6-18J，小帶輪選用直徑范圍為112140mm，選擇dd1=140mm。（2）驗算帶速v =5.348m/s5m/sv25m/s,帶速合適。（3）計算大帶輪直徑dd2= i dd1（1-）=2×140

8、15;（1-0.02）=274.4mm根據(jù)GB/T 13575.1-9規(guī)定，選取dd2=280mm3.4確定帶長及中心距（1）初取中心距a0得294a0420， 根據(jù)總體布局，取ao=350mm(2) 確定帶長Ld：根據(jù)幾何關系計算帶長得=1373.4mm根據(jù)機械設計P145表8-2，取Ld =1400mm。 (3)計算實際中心距=363.15mm取370mm3.5.驗算包角=158.31°120°，包角合適。3.6.確定V帶根數(shù)ZZ根據(jù)dd1=140mm及n1=730r/min，查機械設計手冊P6-14表6-180d得P0=3.53KW,P0=0.22KW查機械設計P15

9、5得K=0.95，P140表8-2得KL=0.84則Z=3.92，取Z=43.7.確定粗拉力F0F0=500查機械設計P6-11表6.1-15得q= 0.192/m,則F0=500=452.13N3.8.計算帶輪軸所受壓力QQ=2ZF0sin=3552.44N第四章 齒輪的設計計算4.1、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)4.1.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3）材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為40(調質)，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者

10、材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取4.2按齒面接觸強度設計4.2.1試算小齒輪的分度圓直徑1）確定公式內的各計算數(shù)值試選小齒輪傳遞轉矩查機械設計p203圖10-20可選取區(qū)域系數(shù)查P192表10-7可選取齒寬系數(shù)查P202表10-5可得材料的彈性影響系數(shù)。查機械設計圖10-21d得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。按計算式計算應力循環(huán)次數(shù)查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)，按計算式(10-12)得小者為齒輪的接觸疲勞許用應力，即H1=523mpa按接觸疲勞強度用重合度系數(shù)2)試算小齒輪分度圓直徑公

11、式得4.2.2調整分度圓直徑計算圓周速度齒寬bb=dd1t=80.72mm計算實際載荷系數(shù)KH 由機械設計P192表102的KA=1.5 根據(jù)v，7級精度的Kv=1.05齒輪圓周力 Ft1=2T1/d1t=6070N KAFt1/b=112.8100N/mm 查機械設計P196表104得7級精度，小齒輪相對支撐對稱布置得KH=1.318KH=KA×KV×KH×KH=1.5×1.12×1×1.318=2.2114.2.3由實際動載荷算得分度圓直徑4.3按齒根彎曲疲勞強度計算4.3.1試算模數(shù)（1）確定公式內的各計算數(shù)值試選由式（10-5

12、）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)計算由機械設計P200圖10-17查得齒形系數(shù)、由機械設計P210圖10-24c查得小齒輪和大齒輪得齒根彎曲疲勞極限分別為、由機械設計P208圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)、取彎曲疲勞安全系數(shù)因為大齒輪得大于小齒輪，所以?。?）計算模數(shù)4.3.2調整齒輪模數(shù)(1)計算實際載荷系數(shù)Kf前的數(shù)據(jù)準備圓周速度齒寬寬高比（2）計算實際載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，查機械設計P194得動載系數(shù),大于，查機械設計P195 表10-3得齒間系數(shù)分配系數(shù)由機械設計P196表10-4求得,結合查機械設計P197圖10-13，得則載荷系數(shù)為由式(10-13),可得實際載荷系數(shù)算得得齒輪模

13、數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.754并就近圓整為標準值，接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)取則大齒輪齒數(shù)，取，互為質數(shù)這樣設計出得齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.4幾何尺寸計算1計算分度圓直徑2計算中心距3計算齒輪寬度取100mm考慮不可避免安裝誤差，為了保證設計齒寬和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5到10）即取，而使大齒輪的齒寬等于設計齒

14、寬，即4齒頂圓直徑為 da1=m（z1+2）=3×35=105mm da2=m（z2+2) =3×121=363mm5齒根圓直徑為 df1=m（z1-2.5）=3×30.5=91.5mm df2=m（z2-2.5）=3×106.5=319.5mm4.5校核 齒面接觸疲勞強度校核 h=501.9MPaH 齒根彎曲疲勞強度校核，安全。4.6主要設計結論齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，中心距，齒寬，。小齒輪選用（調質）。大齒輪選用45鋼（調質），齒輪按7級精度設計。第五章 軸的設計計算5.1 軸的材料和熱處理的選擇由機械零件設計手冊中的圖表查得選45號鋼，調質處理，HB

15、S217255=650MPa =360MPa =280MPa5.2高速軸的設計5.2.1按扭轉強度估算軸的直徑軸的輸入功率為 轉速為n1=365 r/min根據(jù)課本查表計算取 a=110mm b=77mm c=77mmd考慮有一個鍵槽，將直徑增大5%，則d=32.448×(1+5%)mm=34.07mm 圓整為35mm以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑。5.2.2軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝配  單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 5.2

16、.3求齒輪上作用力的大小、方向 1小齒輪分度圓直徑：d1=99mm2作用在齒輪上的轉矩為：T1 =245.15N·mm3求圓周力FtFt=2T1/d1=2×245.15/0.099=4952.52N4求徑向力FrFr=Ft·tan=4952.52×tan20=1802.22N5軸長支反力根據(jù)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。 水平面的支反力：RB1= Ftc/2=2476N 垂直面的支反力：RB1= Frc/2=901N5.2.4畫彎矩圖剖面-處的彎矩：水平面的彎矩：MC1= RB1×b=190.652Nm垂直面的

17、彎矩：MC1'= RB1'b =69.377Nm合成彎矩：M1=190.652Nm （7）軸上傳遞的轉矩： T1= 245.15Nmm （8）帶作用在軸上的力：預緊力：=452.13N 帶對軸作用力: =3552.44N該力產(chǎn)生的彎矩圖，如圖（e）在軸承B處彎矩=a×=390768 Nmm總合成彎矩（f）,考慮到帶傳動最不利布置情況，與前面的彎矩直接相加，可得總合成彎矩：=+×c/（b+c）=195586Nmm5.2.5計算n個剖面處當量彎矩軸剪應力為脈動循環(huán)變應力，=0.6，公式為：=-剖面：=236293Nmm-剖面：=T=25668Nmm-剖面：=36

18、5235.9Nmm5.2.6計算、三個剖面的直徑-1b為對稱循環(huán)許用彎曲應力，為90MPa公式為：d則-處：d-處：d-處：d可以圓整到30mm5.3 低速軸的的設計5.3.1按扭矩初算軸徑大齒輪軸軸徑的初算：大齒輪軸的轉速較低，受轉矩較大，故?。篊=117d考慮有個鍵槽，將直徑增大5%，則d=48.119×(1+5%)mm=50.4mm 圓整為50mm以上計算的軸徑作為輸出軸外伸端最小直徑5.1.2求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=318mm作用在齒輪上的轉矩為：T2 =757.34N·mm求圓周力：FtFt=2T2/d2=4763.145N求徑向力：F

19、rFr=Ft·tan=14425.5×tan20=1733.64N5.1.4軸長支反力根據(jù)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。水平面的支反力：RB2= Ftc/2=2624.72N 垂直面的支反力：RB2= Frc/2=866.82N 5.1.5畫彎矩圖 剖面-處的彎矩：水平面的彎矩：MC2= RB2×b=236.22Nmm垂直面的彎矩：MC2'= RB2'×b =649.15Nmm合成彎矩： M2=690.80Nmm5軸上傳遞的轉矩：T2=757.34Nmm（7）計算n個剖面處當量彎矩軸剪應力為脈動循環(huán)變應力

20、，=0.6，公式：=-剖面：=109879.31Nmm-剖面：=T=100776Nmm-剖面：=T=100776Nmm（8）計算、三個剖面的直徑-1b為對稱循環(huán)許用彎曲應力，為90MPa公式為：d則 -處：d-處：d-處：d5.4 軸強度的校核 按扭轉合成應力校核軸強度，由軸結構簡圖及彎矩圖知處當量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。強度校核公式：e=/W-15.4.1低速軸軸是直徑為50的是實心圓軸，W=113.2*10-7Nmm軸材料為45號鋼，調質，許用彎曲應力為-1=65MPa則e=/W=22.37-1= 65MPa故軸的強度滿足要求5.4.2高速軸：軸是直徑為65的是實心圓

21、軸，W=24.59*10-6Nmm軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應力為-1=65MPa則e= M2/W=33.13-1= 65MPa故軸的強度滿足要求第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇6.1 軸承的選擇及校核初步選擇滾動軸承。因軸轉速較高，且只承受徑向載荷，故選取深溝球軸承。根據(jù)初算軸徑，考慮軸上零件軸向定位和固定，估計初裝軸承處的軸徑并假設選用輕系列，查機械設計手冊定出滾動軸承型號列表如下：軸號軸承型號基本尺寸mm基本額定載荷dDB1620945851921.526212601102247.8根據(jù)條件，軸承預計壽命10年300天16小時=48400小時軸的軸承使用壽命計算小齒輪軸承型號選用62

22、09，查得，,徑向當量動載荷：軸承的壽命：故滿足壽命要求。軸的軸承使用壽命計算大齒輪軸承型號選用6212，查得，,徑向當量動載荷：軸承的壽命：故滿足壽命要求。6.2 鍵的選擇計算及校核軸上的鍵：查手冊，選用A型平鍵。,A鍵 根據(jù)式故鍵強度符合要求軸上的鍵：鍵 鍵 根據(jù)式故鍵強度符合要求。6.3 聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱聯(lián)軸器K=1.3=,127.68n.m選用LT9型彈性套住聯(lián)軸器，公稱尺寸轉矩=1000，<。采用Y型軸孔，A型鍵軸孔直徑選d=50，軸孔長度L=112LT9型彈性套住聯(lián)軸器有關參數(shù)型號公稱轉矩T/(N

23、83;m)許用轉速n/（r·軸孔直徑d/mm軸孔長度L/mm外徑D/mm材料軸孔類型鍵槽類型LT9100028505011280HT200Y型A型第9章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算及裝配圖7.1 潤滑的選擇確定7.1.1潤滑方式1.齒輪選用浸油潤滑2.軸承V=1.882采用潤滑脂潤滑7.1.2潤滑油牌號及用量1.齒輪潤滑選用150號機械油，最低最高油面距1020mm，需油量為1.5L左右2.軸承潤滑選用2L3型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/31/2為宜7.2密封形式 1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.觀察孔和油孔等處接

24、合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部 軸的外伸端與透蓋的間隙，由于V<3（m/s），故選用半粗羊毛氈加以密封4.軸承靠近機體內壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內部7.3減速器附件的選擇確定及箱體主要結構尺寸計算減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x

25、H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密

26、封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.減速器機體結構尺寸如下：Pw=8.55KW=0.87=9.76KW電動機選用：Y180L-8n =113.46(r/min)=6.434=3.217=730(r

27、/min)=365(r/min)=113.46(r/min)n 3=113.46(r/min)T0=127.15(N m)(Nm)PC=11.721KW選用SPB型窄V帶dd1=140mmv =5.348m/s,帶速合適dd2=280mm取ao=800 mmao=350mmLd =1400mm中心距a=370mm =158.31°包角合適帶數(shù)Z=4F0=452.13NQ=3552.44NZ1=24齒Z2=77齒Kht=1.3T1=245.157N.md=1Zh=2.5Ze=189.8MPa a1=31.32b=80.72mm Ft1=6070NKH=2.211da1=105mmda2

28、=363mm df1=91.5mm df2=319.5mmd=35mmd1=99mmT1=245.15N·mm圓周力：Ft=4952.52N徑向力：Fr=1802.22NRB1= 2476NRB1= 901NMC1190.652NmMC1'=69.377NmM11=190.652NmT1= 245.15Nmm=452.13N=3552.44N=390768 Nmm=195586Nmm=0.6d=50mmd=50mmd1=318mmT2 =757.34N·mmFt=4763.14NFr=1733.64NRB2=2624.72NRB2=866.82NMC2=236.22NmmMC2'=649.15NmmM2=690.80Nmm=109879.31Nmm=100776Nmm100776NmmW=113.210-7Nmme= 65MPaW=24.5910-6Nmme= 65MPa名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度13箱座凸緣厚度13箱