帶式輸送機傳動裝置課程設計報告書

1、 1.傳動裝置的總體方案設計1.1 傳動裝置的運動簡圖與方案分析1.1.1 運動簡圖輸送帶工作拉力 6.5輸送帶工作速度 () 0.85滾筒直徑 3501.1.2 方案分析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。原動機部為Y系列三相交流異步電動機?？傮w

2、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。1.2電動機的選擇1.2.1 電動機的類型和結構形式 電動機選擇Y系列三相交流異步電動機，電動機的結構形式為封閉式。1.2.2 確定電動機的轉速 由于電動機同步轉速愈高，價格愈貴，所以選取的電動機同步轉速不會太低。在一般機械設計中，優(yōu)先選用同步轉速為1500或1000的電動機。這里選擇1500的電動機。1.2.3 確定電動機的功率和型號 1.計算工作機所需輸入功率由原始數據表中的數據得P=5.25kW 2.計算電動機所需的功率 式中，為傳動裝置的總效率 式子中分別為傳動裝置中每對運動副或傳

3、動副的效率。 帶傳動效率 一對軸承效率 齒輪傳動效率 聯軸器傳動效率 滾筒的效率 總效率 取查表.186得 選擇Y132M4型電動機電動機技術數據如下：額定功率：滿載轉速: 額定轉矩：最大轉矩：運輸帶轉速1.3計算總傳動比和分配各級傳動比1.3.1確定總傳動比電動機滿載速率，工作機所需轉速總傳動比為各級傳動比的連乘積，即1.3.2分配各級傳動比總傳動比初選帶輪的傳動比，減速器傳動比取高速級齒輪傳動比為低速級齒輪傳動比的1.3倍，所以求的高速級傳動比=4，低速級齒輪傳動比=3.11.4計算傳動裝置的運動參數和動力參數 1.4.1計算各軸的轉速 傳動裝置從電動機到工作機有三個軸，依次為1,2,3軸

4、。1.4.2計算各軸的輸入功率1.4.3計算各軸的輸入轉矩 傳動裝置參數見表12表12 傳動裝置的運動參數和動力參數軸號轉速（r/min）輸入功率(kW)輸入轉矩(N·m)15766.25103.6221446.06401.90346.55.88127.612.傳動零部件的設計計算2.1帶傳動2.1.1確定計算功率并選擇V帶的帶型 1.確定計算工率 由表888查的工作情況系數，故 2.選擇V帶的帶型 根據，由2圖811選用A型。2.1.2確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1.初選小帶輪的基準直徑。由2表87和表89，取小帶輪的基 。2.驗算帶速。按2式（813）驗算帶的速度 因為，故帶速合

5、適。3.計算大帶輪的基準直徑。由2式（815a）,計算大帶輪的基準直徑 根據2表88，圓整為。2.1.3確定V帶的中心距和基準長度 1.根據2式（820） 初定中心距為。 2.由2式（822）計算所需基準長度 由2表82選帶輪基準長度。3.按2式（823）計算實際中心距。 中心距的變化圍為。 2.1.4驗算帶輪包角 2.1.5計算帶的根數 1.計算單根V帶的額定功率 由和，查2表84得 根據，和A型帶查2表85得 查的2表86得，表82得，于是 2.計算V帶的根數Z 取6根 2.1.6確定帶的初拉力和壓軸力由表2表83得A型帶單位長度質量，所以 應使帶的實際初拉力 壓軸力最小值2.1.7帶輪的

6、結構設計1.帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用HT2002.帶輪結構形式小帶輪選用實心式，大帶輪選用孔板式（6孔）具體尺寸參照2表810圖814確定。大帶輪結構簡圖如圖21圖212.2齒輪傳動（一）高速級齒輪傳動2.2.1選擇精度等級，材料與齒數 1.運輸機為一般工作機，速度不高，參考表10-6，故選用7級精度。 2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.選小齒輪齒數，大齒輪齒數 2.2.2齒輪強度設計 1.選取螺旋角 初選螺旋角=14° 2.按齒面接觸強度設計 按2式（1024）試

7、算，即（1）確定公式的各計算數值 1）試選載荷系數 2）小齒輪的傳遞轉矩由前面算得 3）由2表107選取齒寬系數 4）由2表105差得材料的彈性影響系數。 5）由2圖1025d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6）由式21013計算應力循環(huán)次數 7）由2圖1023取接觸疲勞強度壽命系數， 8）計算接觸疲勞許用應力 9）由2圖選取區(qū)域系數10）由2圖1026查的， 則11）許用接觸應力（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b與模數4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數 已知使用系數，根據，7級精度，由2圖108查的動載系數

8、；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故載荷系數 6）按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑，由1式（1010a）得 7）計算模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計由1式（1017）（1）確定計算參數1）計算載荷系數2）計算縱向重合度，從1圖1028查的螺旋角影響系數3）計算當量齒數 4）查齒形系數 由1表105查得； 5）查取應力校正系數 由1表105查得； 6）由1圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 7）由1圖1018取彎曲疲勞壽命系數， 8）計算彎曲許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式1(1012)得 9）計算大小齒輪的 大齒輪數值大。（2）設計計

9、算由接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數。取以滿足彎曲疲勞強度。為同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑計算齒數。取，則2.2.3幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為140mm。2.按圓整后的中心距修螺旋角因值改變不大故參數不必修正。3.計算大小齒輪分度圓直徑4.計算齒輪寬度圓整后取2.2.4齒輪結構設計（中間軸大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。其他有關尺寸按1圖1039薦用的結構尺寸設計。大齒輪結構簡圖22圖22（二）低速級齒輪傳動2.2.5選擇精度等級，材料與齒數 1.運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7

10、級精度。 2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3.選小齒輪齒數，大齒輪齒數2.2.6齒輪強度設計 1.選取螺旋角 初選螺旋角=12° 2.按齒面接觸強度設計 按1式（1021）試算，即（1）確定公式的各計算數值1）試選載荷系數2）小齒輪的傳遞轉矩由前面算得3）由1表107選取齒寬系數4）由1表106差得材料的彈性影響系數。5）由1圖1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6）由式11013計算應力循環(huán)次數7）由1圖1019取接觸疲勞強度壽命系

11、數，8）計算接觸疲勞許用應力9） 由1圖選取區(qū)域系數10）由端面重合度近似公式算得11）許用接觸應力（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度 3）計算齒寬b與模數4）計算縱向重合度5）計算載荷系數 已知使用系數，根據，7級精度，由1圖108查的動載系數；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故載荷系數6）按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑，由1式（1010a）得7）計算模數3.按齒根彎曲疲勞強度設計 由1式（1017）（1）確定計算參數1）計算載荷系數2）計算縱向重合度，從1圖1028查的螺旋角影響系數3）計算當量齒數4）查齒形系數由1表105查得；5）

12、查取應力校正系數 由1表105查得；6）由1圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 7）由1圖1018取彎曲疲勞壽命系數， 8）計算彎曲許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式1(1012)得 9）計算大小齒輪的大齒輪數值大。（2）設計計算由接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數。取以滿足彎曲疲勞強度。為同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑計算齒數。取，則 取整2.2.7幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為173mm。 2.按圓整后的中心距修螺旋角因值改變不大故參數不必修正。 3.計算大小齒輪分度圓直徑4.計算齒輪寬度圓整后取2.

13、2.8四個齒輪的參數列表如表21表21齒輪模數齒數Z壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂圓直徑齒底圓直徑高速級小齒輪22720°15.3°566051高速級大齒輪210820°15.3°224228219低速級小齒輪2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速級大齒輪2.510220°12.7°261.42266.42255.17續(xù)表21齒輪旋向齒寬B輪轂L材質 熱處理結構形式硬度高速級小齒輪右616140Cr調質實體式280HBS高速級大齒輪左566545鋼調質腹板式240HBS低速級小齒輪左909040C

14、r調質實體式280HBS低速級大齒輪右859245鋼調質腹板式240HBS2.3軸系部件設計第軸設計2.3.1初算第III軸的最小軸徑1.輸出軸上的功率，轉速，轉矩由前面算得：，2.求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑3.初步確定軸的最小直徑先按1式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表1表153，取,于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處直徑，故需同時選取聯軸器的型號。查1表141，考慮到轉矩變化小，故取。則聯軸器的計算轉矩。查GB/T50141985，選用HL5彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為.半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長

15、度。2.3.2第III軸的結構設計1.各段軸直徑的確定如表22位置直徑（mm）理由60由前面算得半聯軸器的孔徑70為滿足半聯軸器軸向定位要求，軸段需制出一個軸肩， ，故取。75根據選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承30315其尺寸為。故。 87左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由2上差得30315型軸承的定位軸肩高度，因此取。89齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處直徑，齒輪處直徑見段理由。77取安裝齒輪處的軸段直徑。75見段理由。表222.各軸段長度的確定如表23位置長度（mm）理由105為保證軸承擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故段長度應比略短些，取。50軸承端蓋

16、總長度為20mm，取端蓋外端面與半聯軸器右端面間距離,故取。40為聯軸器長度，故9712軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度，取88已知齒輪輪轂寬度為92mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，次軸段略短于輪轂寬度，故取68取齒輪距箱體壁距離為，第II軸上大齒輪距第III軸上大齒輪?？紤]到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應距箱體壁一段距離,取。滾動軸承寬度。第II軸上大齒輪輪轂長。則 表233.第III軸的結構簡圖如圖23圖23第（II）軸設計2.3.3初算第（II）軸的最小直徑1.第（II）軸上輸入功率，轉速，轉矩由前面算得，2.分別計算大小齒輪上的力已知第（II）軸上大齒輪分度圓直小齒輪上分度圓直徑為3.初步確

17、定軸的最小直徑根據最小直徑查2GB/T2971994選取30309。軸承的規(guī)格為2.3.4.第（II）軸的結構設計1.確定軸的各段直徑如表24位置直徑（mm）理由45根據軸承的尺寸50根據取小齒輪安裝處直徑。58小齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度，取故，則軸環(huán)處直徑。 50取大齒輪安裝處直徑。45理由同段。 表242.確定軸的各段長度為了使套筒可靠地壓緊齒輪，分別使段和段長度略短于齒輪輪轂寬4mm。軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度。軸環(huán)處長度取其它軸的尺寸，根據第III軸算出的尺寸進行確定。2.3.5第（II）軸的強度校核1.軸的載荷分析圖24圖242.大小齒輪截面處的力與力矩數據由上軸的結構圖與彎矩和扭

18、矩圖可以看出大小齒輪中心線截面處是軸的危險截面，現將計算出的兩個截面處的，的值列于下表25載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩表253.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即（小齒輪）中心線截面的強度。根據1式（155）與上表中的數據，以與軸單向旋轉，扭轉切應力為脈沖循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選軸的材料為45鋼，調質處理，由表1151查得。因此，。故安全。4.精確校核軸的疲勞強度從軸的受載情況來看與來看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應力最大，但應力集中不大而且這里軸徑也最大，故兩中心截面不必校核。截面II，III，IV，V處應力集中的

19、影響接近，但截面III，IV處軸徑也很大比II，V處軸徑大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II處受力大些，所以只需校核II左右截面即可。1）截面II左側截面左側的彎矩為 截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調質處理，由1表151查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數與按1附表32查取。因，經插值可查得又由1附圖31可得軸的材料敏感系數為故有效應力集中系數按1式（附表34）為由1附圖32尺寸系數，又由附圖33的扭轉尺寸系數軸按磨削加工，由1附圖34得表面質量系數為軸未經表面強化處理，與，按1式（32）與式（312a）得綜合系數為由1§31與&

20、#167;32得碳的特性系數，取，取于是，計算安全系數值，按1式（156）（158）則得故可知其安全。2）截面II右側抗彎截面系數按1表154中的公式計算彎矩與彎曲應力為扭矩與扭轉應力為過盈配合處的，由1附表38用插值法求出，并取于是得軸按磨削加工由1附圖34得表面質量系數為故得綜合系數所以軸在截面右側安全系數為故該軸在截面II右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載與嚴重應力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。第（I）軸設計2.3.6 初算第（I）軸的最小直徑1.先按1式（152）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據1表153，取。根據最小直徑選取30307軸承，尺寸為2.

21、3.7第（I）軸的結構設計根據軸（I）端蓋的總寬度與外端蓋距帶輪的距離，取軸承外壁距帶輪表面距離為50mm。即IIIII段長度為50mm。再根據軸（III），（II）數據，與確定的箱體壁距離和帶輪輪轂的長即可將整個軸的結構尺寸確定。軸的結構簡圖如圖25圖252.3.8軸系零部件的選擇根據前面軸的設計容可以確定各個軸上的零部件?，F將各軸系零件列表如表26軸承（GB/T2971994）鍵（GB/T10962003）聯軸器（GB/T50141985）軸I30307（帶輪）(小齒輪)軸II30309(小齒輪)(大齒輪）軸III30315(聯軸器）(大齒輪)HL5表263.減速器裝配圖的設計3.1 箱體

22、主要結構尺寸的確定3.1.1鑄造箱體的結構形式與主要尺寸減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器，主要尺寸如表31名稱符號齒輪減速器箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣壁厚12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地角螺栓直徑18地角螺栓數目4軸承旁連接螺栓直徑14連接螺栓的間距150軸承端蓋螺釘直徑8視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑8至外箱壁距離24/20/16至凸緣邊緣距離22/14軸承旁凸臺半徑18凸臺高度低速軸承外徑確定外箱壁至軸承座端面距離46鑄造過度尺寸x,yx=5 y=25大齒輪頂圓與箱壁距離10齒輪端面與箱壁距離>8箱蓋箱座肋厚軸承端蓋外徑201軸承旁連接螺栓距離s201蓋與座連接螺栓直徑103.

23、1.2箱體壁的確定箱體前后兩壁間的距離由軸的結構設計時就已經確定，左右兩壁距離通過低速級大齒輪距箱體壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級大齒輪齒頂圓距離大于3050mm，由此可以確定下箱體的壁距大齒輪中心的距離。3.2 減速器附件的確定視孔蓋：由3表114得，由是雙級減速器和中心距，可確定視孔蓋得結構尺寸。透氣孔：由3表115得，選用型號為的通氣塞液位計：由3表710得，選用型號的桿式油標排油口：油塞的螺塞直徑可按減速器箱座壁厚22.5倍選取。取螺塞直徑為16mm.起蓋螺釘：起蓋螺釘數量為2，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑一樣，取螺釘直徑為10mm定位銷：由表31的定位銷直徑為8mm吊環(huán)：由

24、3表113得，吊耳環(huán)在箱蓋上鑄出。根據表31中確定的尺寸可以確定吊耳環(huán)的尺寸。4.潤滑密封與其它4.1潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速級齒輪浸入油里約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.軸承的潤滑軸承采用潤滑油進行潤滑，潤滑油直接采用減速器油池的潤滑油通過輸油溝進行潤滑。4.2密封為保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精創(chuàng)其表面粗糙度為Ra=6.3。密封的表面應進過刮研，而且凸緣連接螺柱之間的距離不應過大應均勻分布。軸承端蓋選用凸緣式軸承蓋易于調整，采

25、用密封圈實現密封。端蓋直徑見表31。密封圈型號根據軸承直徑確定。密封圈材料為半粗羊毛氈。4.3其它（1）裝配圖圖紙選用A1的圖紙，按1：2的比例畫。（2）裝配前零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機不許有任何雜物存在，壁圖上不被機油侵蝕的涂料兩次。（3）齒嚙合側隙用鉛絲檢驗不小于0.6mm，鉛絲不得大于最小側隙的四倍。（4）用涂色法檢驗斑點，按齒高接觸斑點不小于40%，按齒長接觸斑點不小于50%，必要時間可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況。（5）應調整軸承軸向間隙，F35為0.030.008mm F45為0.060.12mm F750.080.15mm.檢查減速器剖封面，各接觸面積密封處，均不許漏油，剖封面允許涂密封油漆或水玻璃，不許使用任何填料。（6）機裝N68潤滑油至規(guī)定高度（7）表面涂灰色油漆。5.總結大學以來學了理論力學，材料力學，機械原理，機