二級減速器帶式輸送機傳動裝置設(shè)計說明書

1、學(xué)號：*題 目： 帶式輸送機傳動裝置班 級： ？ 組 別： *組姓 名： *指導(dǎo)老師: *目錄一、設(shè)計任務(wù)書11設(shè)計題目1 2原始數(shù)據(jù)1二、傳動方案分析21帶傳動2 2齒輪傳動2三、電動機的選擇3四、傳動裝置和動力裝置參數(shù)計算五、傳動零件設(shè)計1帶傳動設(shè)計 2齒輪傳動設(shè)計六、軸的設(shè)計1輸入軸 2輸出軸七、軸承的選擇計算1軸承 2軸承八、鍵聯(lián)接的選擇計算 九、聯(lián)軸器的選擇計算十、潤滑方式及密封十一、參考資料 十二、感受及體會一、設(shè)計任務(wù)書1.設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置原始數(shù)據(jù)：參數(shù)第四組數(shù)據(jù)輸送帶工作拉力F/N2200輸送帶工作速度v（m/s）1.8滾筒直徑D/mm450每日工作時數(shù)T/h24傳

2、動工作年限/a5注：傳動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，啟動載荷為名義載荷的1.25倍，輸送帶速度允許誤差為5。計算及說明結(jié)果2、 傳動方案分析：1、帶傳動： 高速傳動用V帶傳動，因為高速時沖擊性載荷比較大，V帶傳動有減震、吸收沖擊性載荷的作用，同時還有過載保護(hù)，因此高速用V帶。2、 齒輪傳動：傳動比一般小于5，使用直齒、斜齒或人字齒齒輪，傳遞功率可達(dá)數(shù)萬千瓦，效率較高。工藝簡單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應(yīng)用廣泛。軸線可水平布置、上下布置或鉛垂布置。高速級選用帶傳動。低速級選用齒輪傳動：一級直齒圓柱齒輪傳動。3、 電動機的選擇：1、 確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速： 查機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書第6

3、頁表2.2得：V帶傳動的傳動比,單級齒輪傳動比,則合理總轉(zhuǎn)動比的范圍為：,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： 2、 選擇電動機的功率工作機卷筒輸出的功率： 由電動機至工作機卷筒之間的總效率（包括工作機效率）為： 查機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書第6頁表2.3得：V帶傳動效率球軸承效率圓柱齒輪效率（查機械技術(shù)應(yīng)用基礎(chǔ)236頁表8.5暫定9級精度） 彈性聯(lián)軸器效率工作機卷筒效率故：電動機輸出功率： 3、 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式電動機有交流電動機和直流電動機之分，一般工廠都采用三相交流電，因而多采用交流電動機。交流電動機有異步電機和同步電機兩類，異步電機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電機應(yīng)用最多

4、。目前應(yīng)用最廣泛的是Y系列自扇冷式籠型三相異步電機，其結(jié)構(gòu)簡單、啟動性能好、工作可靠、價格低廉，維護(hù)方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合，如運輸機、機床、風(fēng)機、農(nóng)機、輕工機械等。符合 這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750r/min、1 000r/min、1 500r/min，再根據(jù)計算出的容量查機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書143頁表8.1得：有兩種適用的電動機型號，參數(shù)如下表：方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速/(r/min)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S-45.51 5001 4402Y132M2-65.51 000960 選擇較小的方案2所選電動機的主要外形尺寸如下表： 電動機外形

5、尺寸和安裝尺寸 mmLEBBCBFDADACAABHHDG中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸鍵的尺寸13212 1 電動機型號：Y型全封閉籠型三相異步電動機Y132M2-62實際輸出功率：Pd=4.66kW3額定功率：Ped=5.5kw4.滿載轉(zhuǎn)速：nm=960r/min4、 傳動裝置和動力參數(shù)計算：1、 計算總傳動比由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸的轉(zhuǎn)速，得傳動裝置的總傳動比為：圖12、 計算分配傳動比查機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書第6頁表2.2得： 取，則：3、計算各軸轉(zhuǎn)速軸：軸： 軸（卷筒軸）：4、計算各軸的輸入功率軸：軸：軸（卷筒軸）：5、計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸

6、的輸出轉(zhuǎn)矩：軸：軸：軸（卷筒軸）：運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果列于下表當(dāng)中：運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果參數(shù)軸名電動機軸軸軸軸(卷筒軸)轉(zhuǎn)速輸入功率輸入轉(zhuǎn)矩960 4.6646.36305.734.47139.6376.434.25531.0576.434.17521.05各軸轉(zhuǎn)速：軸：軸： 軸（卷筒軸）： 各軸的輸入功率：軸：軸：軸（卷筒軸）： 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩：軸：軸：軸（卷筒軸）： 計算及說明結(jié)果五、傳動零件設(shè)計帶傳動設(shè)計：序號設(shè)計項目設(shè)計內(nèi)容計算結(jié)果1確定計算功率查課本P199表6.7取工況系數(shù)2選擇V帶型號根據(jù)和，查課本P200表6.9選取A型V帶A型V帶3確定帶輪基準(zhǔn)直徑

7、、根據(jù)A型帶，查課本P195表6.2，取，帶傳動的傳動比，則大帶輪基準(zhǔn)直徑為：查課本P195表6.2取基準(zhǔn)直徑為4驗算帶速帶速在525范圍內(nèi)，符合要求5確定傳動中心距和帶的基準(zhǔn)長度（1） 初步確定中心距 ， （2） 初算帶長：，查課本P198表6.6選取帶的基準(zhǔn)長度（3） 確定實際中心距：考慮帶傳動的安裝、調(diào)整和張緊需要，帶傳動中心距的變動范圍：6驗算小帶輪包角符合要求7確定V帶根數(shù)Z（1） 根據(jù)帶的型號和查課本197表6.3得： （2） 再根據(jù)，查課本P198表6.4得： （3） 根據(jù)查課本198頁表6.5得： （4） 根據(jù)課本198頁表6.6得： 取8計算初拉力根據(jù)A型帶，查課本P192表

8、6.1得：9計算作用于軸上的拉力 10設(shè)計帶輪結(jié)構(gòu),畫大帶輪的工作圖由于，且，故采用腹板式結(jié)構(gòu)；大帶輪基準(zhǔn)直徑采用孔板式結(jié)構(gòu)小帶輪采用腹板式結(jié)構(gòu)；大帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu)。帶的型號：A型。小帶輪結(jié)構(gòu)標(biāo)記：腹板帶輪大帶輪結(jié)構(gòu)標(biāo)記：孔板帶輪中心距a=820mm帶長Ld=2500mm帶的根數(shù)Z=4軸壓力FQ=1637.24kN齒輪傳動設(shè)計已知條件：主軸轉(zhuǎn)速，輸入功率齒輪單向傳動，載荷平穩(wěn)，三班制工作，預(yù)期工作5年，每年按300天計。 1、 選擇齒輪的材料，確定許用應(yīng)力 因為是一般減速器，且轉(zhuǎn)速不高、載荷平穩(wěn)，故選用閉式軟齒面齒輪傳動。為了簡化制造，降低成本，查課本240頁表8.6，選擇小齒輪材料為45鋼

9、，調(diào)質(zhì)處理，硬度為255HBW；大齒輪材料45鋼，正火處理，硬度為215HBW。輸送機為一般機械，速度不高，查課本236頁表8.5，選9級精度。2、 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 軟齒面閉式傳動主要的失效形式為齒面點蝕。根據(jù)齒面接觸疲勞強度計算齒輪分度圓直徑，即 查課本242頁表8.8選彈性系數(shù);查表8.7選載荷系數(shù)轉(zhuǎn)矩為： 查課本240表8.6，取，；查課本253頁表8.12，取。代入后計算得： 3、 確定參數(shù)，計算主要幾何尺寸(1) 齒數(shù)：取，則(2) 模數(shù)：。 由課本229頁表8.2取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 實際傳動比：， 因傳動比誤差小于允許范圍，故符合要求。(3) 實際中心距：(4) 齒寬： 取，(5)

10、 大小齒輪主要幾何尺寸： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 全齒高：4、 校核齒根彎曲疲勞強度查課本243頁表8.9得：齒形系數(shù), 應(yīng)力修正系數(shù)：, 查課本240表8.6，取許用彎曲應(yīng)力， 故兩齒輪的齒根彎曲疲勞強度足夠。5、 驗算齒輪的圓周速度 查課本236頁表8.5取9級精度合適。因故選擇齒輪傳動的潤滑方式為浸油潤滑。6、 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于，大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)； 由于，采用實體式結(jié)構(gòu)小齒輪齒數(shù)：z1=21 大齒輪齒數(shù)： z2=88模數(shù)m=3 中心距a=163.5mm分度圓直徑：d1=63mm，d2=264mm齒頂圓直徑： da1=69mm，da2=270mm齒根圓直徑： df1

11、=56mm，df2=257mm齒寬：b1=75mm，b2=70mm 齒輪精度：9級計算及說明結(jié)果六、軸的設(shè)計（一）輸入軸1.選擇材料和熱處理方法 減速器功率不大，又無特殊要求，故選最常用的45鋼并作正火處理。2. 初步估算軸的最小直徑（1） 算：安裝聯(lián)軸器處軸的直徑為軸的最小直徑。根據(jù)式（10-2），查表10.3得,故： （2） 增大：考慮該軸段上有一鍵槽，軸徑應(yīng)增大，即 （3） 靠標(biāo)準(zhǔn)：因為該軸段安裝標(biāo)準(zhǔn)件聯(lián)軸器，故應(yīng)取其孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)值，查附表8，取3.結(jié)構(gòu)設(shè)計強度足夠（2） 輸出軸1、 減速器功率不大，又無特殊要求，故選最常用的45鋼并作正火處理。由表10.2查得抗拉強度,許用彎曲應(yīng)力。2

12、、 初步估算軸的最小直徑（4） 算：安裝聯(lián)軸器處軸的直徑為軸的最小直徑。根據(jù)式（10-2），查表10.3得,故： （5） 增大：考慮該軸段上有一鍵槽，軸徑應(yīng)增大，即 （6） 靠標(biāo)準(zhǔn)：因為該軸段安裝標(biāo)準(zhǔn)件聯(lián)軸器，故應(yīng)取其孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)值，查附表8，取3、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)擬定軸上零件的裝配方案。軸上的大部分零件，包括齒輪、擋油環(huán)（兼做套筒）、左端軸承和軸承端蓋及聯(lián)軸器依次從左端裝配，僅右端軸承和軸承端蓋由右端裝配。圖2(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計要求，軸的結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計如圖2所示。軸段、之間應(yīng)有定位軸肩；軸段、及、之間應(yīng)設(shè)置非定位軸肩以利于裝配；軸段為軸環(huán)。各

13、軸段的具體設(shè)計如下：軸段：由2知：，查附表8，LT5彈性套柱銷聯(lián)軸器與軸配合部分的長度,為保證軸端擋圈壓緊聯(lián)軸器，應(yīng)比略小，故取軸段：聯(lián)軸器右端用軸肩定位，根據(jù)得：，然后查表10.6，得：并考慮滿足密封件的直徑系列（附表4）的要求，取軸肩高，故。該段長度可根據(jù)結(jié)構(gòu)和安裝要求最后確定。軸段：這段軸徑由滾動軸承的內(nèi)徑來決定。本題要求采用深溝球軸承，因為，所以選6012型軸承（其寬度，內(nèi)徑為），故取該軸段長度的確定如下：考慮箱體鑄造誤差，保證齒輪兩側(cè)端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面至箱體內(nèi)壁應(yīng)有的距離，本題取12.5mm。為保證軸承含在箱體軸承座孔內(nèi)，并考慮軸承的潤滑（圖示為脂潤滑，為防止箱體內(nèi)潤滑油

14、濺入軸承而帶走潤滑脂，應(yīng)設(shè)檔油環(huán)兼做套筒定位），為此軸承端面至箱體內(nèi)壁應(yīng)有的距離，取10.5mm，故檔油環(huán)的總寬度為23mm。因此，（求解方法見下文軸段）即此時可確定軸段的長度：根據(jù)箱體箱蓋的加工和安裝要求，取箱體軸承座孔長度為52mm，軸承端蓋和箱體之間應(yīng)有調(diào)整墊片，取其厚度為2mm；軸承端蓋厚度取10mm；為了保證拆卸軸承端蓋或松開端蓋加潤滑油及調(diào)整軸承時，聯(lián)軸器不與軸承端蓋鏈接螺釘相碰，聯(lián)軸器右端面與端蓋間應(yīng)有mm的間隙，此處取15.5mm。故：軸段：安裝齒輪，此直徑查軸頭標(biāo)準(zhǔn)系列值表10.4，取。該段長度應(yīng)當(dāng)小于齒輪輪轂寬度，輪轂寬度為85mm，則：軸段：齒輪右端用軸環(huán)定位，根據(jù)，查表

15、10.6，取，故軸環(huán)直徑。軸環(huán)寬度：軸段：因為同一軸的兩端軸承常用同一尺寸，以便于保證軸承座孔的同軸度及軸承的購買、安裝和維修，故：因是一級減速器，齒輪相對箱體對稱布置，基于和軸段同樣的考慮如圖2所示，深溝球軸承的支座反力作用點在軸承的結(jié)構(gòu)中心處。因此兩支座之間的跨距 與本題要求的軸的跨距149mm相同。(1) 軸上零件的周向固定。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向固定均采用平鍵鏈接。為了保證齒輪與軸有良好的對中性，采用H7/r6的配合，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。(2) 確定軸肩處的圓角半徑及軸端倒角尺寸。查表10.6可得：軸段處圓角半徑為1mm倒角為;軸段倒角為4、 軸的強度校核（1） 畫軸的計

16、算簡圖由結(jié)構(gòu)草圖，可確定出軸承支點跨距由此畫出軸的計算簡圖，如圖3VDHDrtVB圖3FFFFFHBF（2） 計算軸上外力該齒輪上的扭矩為：分度圓直徑為：圓周力為：徑向力為：（3） 求支反力圖4圖5水平支反力(圖4)：由,得即：垂直支反力(圖5)：由，得：即：（4） 畫彎矩圖水平面彎矩：垂直面彎矩：合成彎矩：（5） 判斷危險截面，計算當(dāng)量彎矩（6） 由彎矩圖可知C處彎矩最大，該截面為危險截面。（7） 對于減速器而言，軸所承受的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力一般可按照脈動循環(huán)變化考慮，故取修正系數(shù)，則截面C的當(dāng)量彎矩為：（8） 校核軸的強度因為許用彎曲應(yīng)力，故截面C的強度足夠。七、軸承的選擇計算（一）軸承 擬選用深

17、溝球軸承，已知軸的直徑40mm，轉(zhuǎn)速n=286.6r/min，徑向載荷=1199.71，有輕微沖擊，常溫下工作，預(yù)期壽命=36000小時。（1）求當(dāng)量動載荷P初選6008型號，其=10500N，因只收徑向力，則P=，取=1.1，則P=1.11199.71=1319.68N,(2)計算，取=1，則11246.5N，查附表1，=16200N,所以6008型合適。型號：6008 壽命足夠（2） 軸承擬選用深溝球軸承，已知軸的直徑60mm，轉(zhuǎn)速n=71.66r/min，徑向載荷=1199.71，有輕微沖擊，常溫下工作，預(yù)期壽命=36000小時（1）求當(dāng)量動載荷P初選6012型號，其=24200N，因只

18、收徑向力，則P=，取=1.1，則P=1.11199.71=1319.68N,(2)計算，取=1，則=15255.38N，查附表1，=31500N,所以6012型合適。型號：6012壽命足夠八、鍵聯(lián)接的選擇計算（1）高速軸與大帶輪間的鍵連接要求對中性好，選用A型平鍵，根據(jù)軸的直徑=28mm，及長度50mm，查表12.1得鍵寬b=8mm，鍵高h(yuǎn)=7mm，鍵長L計算得L=56-(510)=5146mm. 取L=50mm，標(biāo)記為鍵850GB/T10962003強度校核：由設(shè)計參數(shù)查表12.2得=100120MPa，鍵的工作長度l=42mm得=63.15 MPa，故鍵滿足強度要求，（2）高速軸與小齒輪間

19、的鍵連接要求對中性好，選用A型平鍵，根據(jù)軸的直徑=45mm，輪轂寬度90mm，查表12.1得鍵寬b=14mm，鍵高h(yuǎn)=9mm，鍵長L計算得L=90-(510)=8085mm取L=80mm，標(biāo)記為鍵1480GB/T10962003強度校核：由設(shè)計參數(shù)查表12.2得=100120MPa，鍵的工作長度l=66mm得=19.45 MPa，故鍵滿足強度要求，（3）低速軸與大齒輪間的鍵連接要求對中性好，選用A型平鍵，根據(jù)軸的直徑=67mm，輪轂寬度85mm，查表12.1得鍵寬b=20mm，鍵高h(yuǎn)=12mm，鍵長L計算得L=90-(510)=7580mm由于結(jié)構(gòu)原因取L=70mm，標(biāo)記為鍵2070GB/T10962003強度校核：由設(shè)計參數(shù)查表12.2得=100120MPa，鍵的工作長度l=50mm得=49.2 MPa，故鍵滿足強度要求，（4）低速軸與聯(lián)軸器間的鍵連接要求對中性好，選用A型平鍵，根據(jù)軸的直徑=45mm，輪轂寬度82mm，查表12.1得鍵寬b