畢業(yè)設計帶式運輸機傳動裝置的設計

1、畢 業(yè) 設 計（論文）（說 明 書）題 目：帶式運輸機傳動裝置的設計 姓 名： 編 號： 平頂山工業(yè)職業(yè)技術學院2010年 月 日平頂山工業(yè)職業(yè)技術學院畢 業(yè) 設 計 （論文） 任 務 書姓名 專業(yè) 任 務 下 達 日 期 2010 年 03 月 11 日設計（論文）開始日期 2010 年 03 月 16 日設計（論文）完成日期 2010 年 05 月 15 日設計（論文）題目： A·編制設計 B·設計專題（畢業(yè)論文） 指 導 教 師 系（部）主 任 年 月 日平頂山工業(yè)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）答辯委員會記錄 機電工程系 系 機械設計與制造 專業(yè)，學生 于 年 月 日進

2、行了畢業(yè)設計（論文）答辯。設計題目： 帶式運輸機傳動裝置的設計 專題（論文）題目： 指導老師： 答辯委員會根據(jù)學生提交的畢業(yè)設計（論文）材料，根據(jù)學生答辯情況，經(jīng)答辯委員會討論評定，給予學生 畢業(yè)設計（論文）成績?yōu)?。答辯委員會 人，出席 人答辯委員會主任（簽字）： 答辯委員會副主任（簽字）： 答辯委員會委員： ， ， ， ， ， ， 平頂山工業(yè)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）評語第 頁共 頁學生姓名： 專業(yè) 機械設計與制造 年級 07 畢業(yè)設計（論文）題目： 帶式運輸機傳動裝置的設計 評 閱 人： 指導教師： （簽字） 年 月 日成 績： 系（科）主任： （簽字） 年 月 日畢業(yè)設計（論文）及答

3、辯評語： 目錄目錄················································

4、83;·······················1引言··························

5、··············································21、設計帶式輸送機的傳動裝置·

6、83;················································22、帶式輸送機中

7、電動機的選擇·················································

8、··32.1.電動機類型和結構型式的選擇············································32.2.確

9、定電動機的功率·················································

10、;·····32.3.確定電動機轉速···········································

11、;·············42.4.確定電動機型號···································

12、;·····················43、傳動比的計算與分配···························

13、;······························43.1.總傳動比的計算··················

14、;·······································53.2.各級傳動比的分配········

15、3;··············································54、有關軸的運動參數(shù)及動力參數(shù)計算

16、3;············································5 4.1.各軸的轉速····

17、;··················································

18、;······5 4.2.各軸的功率··········································

19、··················5 4.3.各軸的轉矩······························&

20、#183;·····························6 5、輸送機中帶傳動設計··················

21、·······································66、齒輪傳動設計·········

22、83;·················································

23、83;··86.1.齒輪參數(shù)的計算·············································

24、83;··········86.2.結構設計以及繪制齒輪的零件圖····································&#

25、183;····127、軸的設計計算···········································

26、3;··················137.1從動軸設計······························

27、······························137.1.1.從動軸選擇的材料并確定許用應力················&

28、#183;······················137.1.2.按扭強度，初估軸徑并計算齒輪上的作用力······················

29、3;········137.1.3.軸系初步設計與軸的結構設計······································&

30、#183;····137.1.4.軸的強度校核···········································

31、;··············167.2主動軸的設計··································

32、························187.2.1.主動軸選擇的材料，確定許用應力······················&

33、#183;················187.2.2.按扭強度，初估主動軸的最小直徑·····························&#

34、183;··········187.2.3.齒輪上作用力的計算····································

35、83;··············197.2.4.參數(shù)的確定·································&#

36、183;·························198、主動軸上的軸承······················

37、83;·····································229、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算··········

38、··········································2410、輸送機傳動裝置的潤滑與密封·····

39、··········································24結束語·······&

40、#183;·················································&

41、#183;············26參考文獻····································&

42、#183;·······························26引言帶式輸送機(belt conveyer)又稱膠帶運輸機，俗稱"皮帶輸送機"。它是一種摩擦驅動以連續(xù)方式輸送散碎物料或成件的機械，適用于輸送松散、密度為0.5-2.5t/m3的各種粒狀、粉狀等

43、散體物料，也可以輸送成件物品。其工作環(huán)境溫度為-2560，普通橡膠輸送帶適用的物料溫度不超過80。該設備主要由驅動裝置、傳動滾筒、輸送帶、槽型上托輥、下托輥、機架、清掃器、拉緊裝置、改向滾筒、導料槽、重錘張緊裝置及電器控制裝置等組成。與各工業(yè)企業(yè)生產(chǎn)流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線。所以帶式輸送機廣泛應用于現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中，在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統(tǒng)、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。但現(xiàn)實帶傳動中，有規(guī)定的輪槽，但是卻沒有安裝相應的傳動帶與之配合。或者是用多余的帶數(shù)來傳遞綽綽有余的功率，浪費工時，經(jīng)濟效益也不好；又或者是用不足的帶數(shù)去傳遞過大的功

44、率，很不科學。本次設計基于以上問題進行設計，科學，實用。第1章帶式輸送機中傳動裝置的設計傳動方案擬定：運動簡圖：圖1-1 帶式輸送機傳動裝置運動簡圖1.電動機； 2. 軸承； 3. 聯(lián)軸器； 4齒輪； 5.齒輪軸原始數(shù)據(jù)：已知條件如下表:表1-1 帶式輸送機原始數(shù)據(jù)輸送帶拉力 F/N輸送帶速度 V/m.s滾筒直徑 D/mm17001.4220工作條件：1.兩班制工作，使用年限10年； 2.運輸角度最大15°（上運）； 3.單向提升，載荷平穩(wěn)； 4.輸送帶速度允許誤差為±5%；5.露天運行，環(huán)境調(diào)節(jié)較差；6.運送小批量礦石。第2章電動機的選擇2.1.電動機類型和結構型式的選擇

45、：按已知的工作要求和條件，選用 Y系列三相異步電動機。2.2.確定電動機的功率： 1.傳動裝置的總效率：Z可按下式計算： Z =D×2×C××G式中Z電動機到工作裝置的傳動裝置總效率；D帶傳動效率。取D =0.96；C齒輪傳動效率。取C=0.97；G滾筒傳動效率。取G=0.95；L聯(lián)軸器傳動效率。取L=0.99；軸承傳動效率。取=0.992。即： Z=D×2×C××G=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.862.電機所需的工作功率： Pm=FV/1000Z

46、式中F輸送帶拉力；V輸送帶速度 Pm =1700×1.4/1000×0.86 =2.76kw2.3.確定電動機轉速： 額定功率相同的電動機有四種同步轉速可供選用。電動機的轉速越高，則磁極越少，尺寸重量越小，價格也越底；但電動機的轉速較高，也引起傳動裝置的尺寸和重量增大，使成本增加。因此，一般情況下，首選用1000r/min，1500r/min教合適，所以選用1000r/min。滾筒軸的工作轉速： nw=60×1000V/D =60×1000×1.4/×220 =121.5r/min取V帶傳動比Iv=24，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3

47、5，則合理總傳動比i的范圍為i=620，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（620）×121.5=7292430r/min.2.4.確定電動機型號符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。根據(jù)機械手冊查出有三種適用的電動機型號。型號如下表：表2-1 運動機可供選擇型號方案電動機型號額定功率(kw)電動機轉速（r/min）同轉滿轉（r/min）總傳動比1Y132S-6310009607.92Y100L2-43.51500142011.68綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝

48、置尺寸較大，價格較高。根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y100L2-4。第3章傳動比的計算與分配3.1.總傳動比的計算： 由公式 i=nm/nw式中 nm電動機同轉滿轉速度為1420r/min；nw 滾筒軸的工作轉速為121.5r/mini=1420121.5=11.693.2.各級傳動比的計算： 查表可得ib的范圍為ib7，且滿足，可取3（帶傳動比，齒輪傳動比）i/11.6933.89第4章運動參數(shù)及動力參數(shù)計算4.1.計算各軸轉速（r/min） 由公式n11420/3473.33； n2473.33/3.89121.67；滾筒nwn2121.67。4.2

49、.計算各軸的功率由公式 得：P1=2.76×0.96=2.64KW；P2=2.64×0.99×0.97=2.53KW；PW2.53×0.99×0.99×0.972.41KW。4.3.計算各軸的轉矩由公式得： T=9550×2.76/1420=18.56；T1=9550x2.64/473.33=53.26；T2=9550x2.53/121.67=198.58；Tw=2.41/121.67=189。將最后所計算的結果填如下表：表4-1 運動參數(shù)及動力參數(shù)參數(shù)軸名電動機軸I軸II軸滾筒軸轉速 n/rmin-11420473.331

50、21.67121.67功率 P/kw3.52.642.532.41轉矩 18.5653.26198.58189傳動比 33.391效率 0.960.970.97第5章帶傳動的設計帶傳動的主要失效形式是打滑和帶的疲勞破壞。因此，帶傳動的設計準則是：在保證帶傳動不打滑的前提下，具有一定的疲勞強度和壽命。計算項目及結果如下表:表5-1 帶傳動的項目計算及結果計算項目計算內(nèi)容計算結果1.確定設計功率根據(jù)工作情況查表得：kA=1.2 P=2.76KW有公式得：PC=1.2×2.76=3.3kWPC=3.3kW2.選V帶型號根據(jù)Pd和n1，選用A型普通V帶A型3.確定帶輪直徑由表得取小帶輪基準直

51、徑=95mm>dmin=75傳動比=3大帶輪基準直徑=(1-) = 3×95×(1-0.02)=279.30 經(jīng)過圓整取=280實際傳動比=28095=2.95=95mm =280mm=2.954.驗算帶速由式=， =×95×1420/60×1000=7.06m/s 在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適帶速合適5.確定帶的基準長度和傳動中心距由式 0.7（+） 初定中心距：0=500mm得:Ld0=2*500+3.142(95+280)+（280-95）*（280-95）4500=1605.8mm取Ld=1600mm確定中心距：由式aa0+(L

52、d-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mmLd=1600mma=497mm6.驗算小帶輪包角由式 得： =1800-57.30×(280-95)/497=158.670°>120°158.670°包角合適7.計算帶的根數(shù)單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)dd1和n1查得:P1=1.4KWi1時單根V帶的額定功率增量.據(jù)帶型及i得： P1=0.17KW查得：Ka =0.94； KL=0.99計算得：Pd =3.3由式得：=3.3/(1.4+0.17) ×0.94×0.99=2.26 (取3根)Z=3根8.計算對軸

53、的壓力查得q=0.1kg/m 單根普通V帶的初拉力 =134.3N =2x3x134.3x sin(158.67°/2)=791.9NFa=791.9N第6章齒輪傳動的設計6.1.齒輪參數(shù)的計算6.1.1.選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常大小齒輪都采用軟齒面。查閱選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調(diào)質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS。 精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。6.1.2.按齒面接觸疲勞強度設計：由d1 (6712×kT1(u+1)/duH2)1/3確定有關參數(shù)如下：傳動

54、比i齒=3.89 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪Z2的齒數(shù)為：Z2=iZ1= 3.89×20=77.8（取Z2=78）查得=1.16.1.3.轉矩T1：T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N·mm6.1.4.載荷系數(shù)k : 取k=1.26.1.5.許用接觸應力 =lim ZN/SHmin查得： Hlim1=610MPa Hlim2=500MPa 接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N =60njtn 計算N1=60×473.33×1

55、0×300×16=1.36×109=148.24；N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108=367.2查得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SHmin=1.0 1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 MPa 2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525MPa故得：d1(6712×kT1(u+1)/du2)1/3=49.04mm模數(shù)：m =d1/Z1=49.04/20=2.45mm取標準模數(shù)第一數(shù)列上的值即m=2.56.1.6.校核齒根彎曲疲勞強度：nbb=2KT1YF

56、S/bmd1確定有關參數(shù)和系數(shù):分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm； d2=mZ2=2.5×78mm =195mm；齒寬：b=1.1dhb1=1.1×38mm=41.8mm;b2=1.1×52=57.2mm；分別取 b1=40mm;b2=55mm.6.1.7.復合齒形因數(shù)YFs ：查得：YFS1=4.35YFS2=3.956.1.8.許用彎曲應力bb： =limYN/SFmin查得彎曲疲勞極限lim應為： lim1=490MPa lim2 =410MPa查得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN1=1 YN2=1彎曲疲勞的最小安全系數(shù)SFmin ：

57、按一般可靠性要求取SFmin =1計算得彎曲疲勞許用應力為： 1= lim1 YN1/SFmin=490×1/1=490MPa 2= lim2 YN2/SFmin =410×1/1=410MPa校核計算1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86MPa< bb12=2kT1YFS2/ b2md1=72.61MPa<2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠6.1.9.計算齒輪傳動的中心矩a： a =(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm0.計算齒輪的圓周速度V：由=得：圓周速度V =n1d1/60×1000=3.14×473.33

58、15;50/60×1000=1.23m/s因為V6m/s，故取8級精度合適6.2.結構設計以及繪制齒輪的零件圖圖6-1 大齒輪零件圖(上);小齒輪零件圖(下) 第7章.軸的設計計算7.1.從動軸設計7.1.1.選擇軸的材料 確定許用應力普通用途，中小功率減速器，選軸的材料為45號鋼，調(diào)質處理查得：b=650MPa s=360MPab+1 bb =215MPa 0bb =102MPa,-1bb=60MPa7.1.2.按扭強度初估軸徑并計算齒輪上的作用力單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： 查得45鋼取A=118， P=2.53

59、 n=121.67 所以d32.44mm 考慮鍵槽的影響、帶輪直徑、軸的強度以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=35mm齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N齒輪作用力： 圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N; 徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N7.1.3.軸系的初步設計與軸的結構設計（1） 聯(lián)軸器的選擇可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的型號為：HL3聯(lián)軸器規(guī)格為：35×82 GB5014-85（2）確定軸上零件的位置與固定方

60、式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位（3）確定各段軸的直徑將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配（如上圖軸系結構草圖所示），考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大于d2，取d3=45mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大于d3，取d4=

61、50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5。 滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm。(4)選擇軸承型號查資料初選深溝球軸承,代號為6209,查機械手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm.(5）確定軸各段直徑和長度 段：d1=35mm 長度取L1=50mm II 段:d2=40mm 初選用6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為45mm,寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體

62、外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm故LII段長度L2為：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直徑d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=50mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm(6)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：由公式式中：m:齒輪模數(shù)Z:齒數(shù)所以：d1=195mm求轉矩：已知T2=198.58Nm求圓周力：Ft 根據(jù)公式Ft=2T/d得： Ft=2 T2/d22=2×198.58/195 =2.03N求徑向力F

63、r根據(jù)公式得： Fr=2.03×tan20°=0.741N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm7.1.4.軸的強度校核1.計算垂直面彎矩軸承支反力： FAy=FBy=Fr/2式中：Fr為徑向力所以，F(xiàn)Ay=FBy =0.74/2=0.37N 由公式 FAz=FBz=Ft/2式中Ft為圓周力所以，F(xiàn)Az=FBz =2.03/2=1.01N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱，故截面C在垂直面彎矩為 ： MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76Nm 截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.

64、48Nm2.計算合彎矩 MC=(MC1+MC2)1/2=（17.762+48.482)1/2=33.122Nm3.計算轉矩:轉矩：T=95502.53/121.67=198.584.計算當量彎矩: 轉矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取=0.2，截面C處的當量彎矩： Mec=MC+(*T)21/2 =33.122+(0.2×198.58)21/2=56.277Nm5.校核危險截面C的強度由公式得出：e< -1b=60MPa該軸強度足夠。6.繪制軸受力簡圖（如下圖所示）圖7-1 軸受力簡圖7.2.主動軸的設計7.2.1.選擇軸的材料 確定許用應力 普通用途，中小功率減速器，選軸的材料

65、為45號鋼，調(diào)質處理查得：b=650MPa s=360MPab+1bb=215MPa 0bb=102MPa,-1bb=60MPa7.2.2.按扭轉強度，初估軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： 查得45鋼取A=118， P=2.64 n=473.33所以d20.92mm 考慮鍵槽的影響、帶輪直徑、軸的強度以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=22mm7.2.3.齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N齒輪作用力： 圓周力：F

66、t=2T/d=2×53265/50N=2130N 徑向力：Fr=Fttan20°=2130×tan20°=775N確定軸上零件的位置與固定方式：單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn) 軸向定位和固定 靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位。7.2.4 .參數(shù)的確定(1)確定軸的各段直徑和長度初選用6206深溝球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長

67、36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(2)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=50mm； 求轉矩：已知T=53.26Nm； 求圓周力Ft：根據(jù)公式Ft=2T/d2得： Ft=2×53.265/50=2.13N；求徑向力Fr得： Fr=Ft*tan=2.13×0.36379=0.76N；兩軸承對稱LA=LB=50mm；(1) 求支反力FAx、FBy、FAz、FBz FAx=FBy=Fr/2=0.76/2=0.38N；FAz=FBz=Ft/2=2.13/2=1.065N；(2) 截面C在垂直面彎矩為:MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19Nm；

68、截面C在水平面彎矩為: MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5Nm；(3) 計算合成彎矩：MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83Nm； (4)計算當量彎矩：查得=0.4Mec=MC2+(*T)21/2=55.832+(0.4×53.26)21/2 =59.74Nm；(5)校核危險截面C的強度由公式e=Mec/（0.1d3）得：e=59.74x1000/(0.1×303) =22.12 MPa <-1b=60 MPa此軸強度足夠（7）滾動軸承的選擇及校核計算從動軸上的軸承根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh=10×300×16=48000h (1) 由初選的軸承的型號為: 6209查表可知:d=55mm ； 外徑D=85mm ； 寬度B=19mm基本額定動載荷C=31.5KN； 基本靜載荷CO=20.5KN； 極限轉速9000r/min 已知nII=121.67(r/min)兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N軸承內(nèi)部軸向力FS=