畢業(yè)論文設(shè)計帶式輸送機傳動裝置

1、機 械 課 程 設(shè) 計 說 明 書課程設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置姓 名：學 號：專 業(yè)：完成日期：中國石油大學（北京）遠程教育學院目 錄一、前言3(一) 設(shè)計任務(wù)3(二) 設(shè)計目的4(三) 傳動方案的分析4二、傳動系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計4(一) 電動機選擇4(二) 計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比5(三) 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算5三、傳動零件的設(shè)計計算5（一）帶傳動的設(shè)計5（二）齒輪傳動的設(shè)計計算6（三）軸的設(shè)計計算91、軸的設(shè)計計算9四、滾動軸承的選擇及驗算13(一) 計算軸承13(二) 計算軸承13五、鍵聯(lián)接的選擇及校核14六、聯(lián)軸器的選擇15七、箱體、箱蓋主要尺寸計算15參考文獻17一、

2、前言(一) 設(shè)計任務(wù)設(shè)計一帶式輸送機用單級圓柱齒輪減速器。已知運輸帶輸送拉力F=2.6KN，帶速V=1.45m/s，傳動滾筒直徑D=420mm（滾筒效率為0.96）。電動機驅(qū)動，預(yù)定使用壽命8年（每年工作300天），工作為二班工作制，載荷輕，帶式輸送機工作平穩(wěn)。工作環(huán)境：室內(nèi)灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°。動力來源：電力，三相交流380/220伏。圖1 帶式輸送機的傳動裝置簡圖1、電動機；2、三角帶傳動；3、減速器；4、聯(lián)軸器；5、傳動滾筒；6、皮帶運輸機表1 常用機械傳動效率機械傳動類型傳動效率圓柱齒輪傳動閉式傳動0.960.98（7-9級精度）開式傳動0.940.96圓錐齒輪傳動閉

3、式傳動0.940.97（7-8級精度）開式傳動0.920.95帶傳動平型帶傳動0.950.98V型帶傳動0.940.97滾動軸承（一對）0.980.995聯(lián)軸器0.99-0.995表2 常用機械傳動比范圍傳動類型選用指標平型帶三角帶齒輪傳動功率（KW）?。?0）中（100）大（最大可達50000）單級傳動比（常用值）2-42-4圓柱圓錐3-62-3最大值615106-10(二) 設(shè)計目的通過本課程設(shè)計將學過的基礎(chǔ)理論知識進行綜合應(yīng)用，培養(yǎng)結(jié)構(gòu)設(shè)計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設(shè)計過程。(三) 傳動方案的分析 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

4、其運動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(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設(shè)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(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)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(yīng)用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設(shè)計

5、采用的是單級直齒輪傳動。 減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。 二、傳動系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計 (一) 電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： 傳動裝置的總效率：查表1取皮帶傳動效率0.96，軸承傳動效率0.99，齒輪傳動效率0.97，聯(lián)軸器效率0.99。=0.96×0.993×0.97×0.99=0.8945工作機所需的輸入功率Pw： Pw=(FwVw)/(1000w)式中，F(xiàn)w=2.6 KN=2600N，Vw=1.45m/s，w=0.96，代入上式得Pw=(2600×1.45)/(1000

6、15;0.96)=3.93 KW電動機的輸出功率： PO= Pw /=3.93/0.8945=4.39KW 選取電動機額定功率Pm，使電動機的額定功率Pm（11.3）PO ，由查表得電動機的額定功率P5.5KW。 3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： nw=60×1000V/（D）=60×1000×1.45/（×420）=65.97r/min 由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i1=36。取V帶傳動比i2=24，則總傳動比理時范圍為i=624。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=（624）×65.97=395.811583.

7、28r/min。4、確定電動機型號 根據(jù)以上計算，符合這一轉(zhuǎn)速范圍的電動機的同步轉(zhuǎn)速有750r/min 、1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結(jié)構(gòu)和帶傳動及減速機的傳動比，最終確定同步轉(zhuǎn)速為1500r/min ，根據(jù)所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉(zhuǎn)速1140r/min 。 主要參數(shù)：額定功率5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速1140r/min，電動機質(zhì)量68kg,中心高H=132mm，外伸軸端D×E=38mm×80mm。(二) 計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比 1、總傳動比：i =1140/65.97=17 2、

8、分配各級傳動比： 因i= i1× i2，根據(jù)有關(guān)資料，單級減速器i=36合理，這里取i1 =5，i2=17/5=3.4。(三) 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、各軸轉(zhuǎn)速（r/min） 軸 n1=nm/i 2=1140/3.4=335.29 r/min軸 n2= n1/ i1= nw =65.97 r/min 2、計算各軸的功率（KW） 電動機的輸出功率PO=4.39KW 軸 PI=4.39×0.96=4.57KW 軸 P= P12=4.57×0.99×0.97=4.39KW （1為軸承傳動效率，2為齒輪傳動效率，3聯(lián)軸器傳動效率）卷筒軸 Pj= P13=4.

9、39×0.99×0.99=4.3KW 3、計算各軸扭矩（N·mm） 軸 TI=9550×PI/nI=9550×4.57/335.29=130.17N·m 軸 T=9550×P/n=9550×4.39/65.97=635.51N·m 卷筒軸Tj=9550×Pj/nj=9550×4.3/65.97=622.48N·m 將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理后列于下表：表3 運動和動力參數(shù)表參數(shù)軸名電動機軸軸軸卷筒軸轉(zhuǎn)速n/rmin-11140335.2965.9765.97功率P/kw4.

10、394.574.394.3轉(zhuǎn)矩T/Nm36.78130.17635.51622.48傳動比i3.451三、傳動零件的設(shè)計計算（一）帶傳動的設(shè)計1、確定計算功率工作情況系數(shù)查文獻1表11.5知： =1.1。=1.1×4.39=4.829kw2、選擇帶型號根據(jù)Pc =4.829kw，nm1140r/min，查文獻1圖11.15，初步選用普通Z型帶。3、選取帶輪基準直徑查文獻1表11.6選取小帶輪基準直徑=80mm，則大帶輪基準直徑=3.4×（1-0.01）×80=269.28mm。式中，為帶的滑動率，通常?。?%2%），查表后取=280mm。大帶輪轉(zhuǎn)速=332.46

11、r/min4、V帶基準長度和中心距求(80280) 2=180100根據(jù)文獻1中式11.20，初定=540mm取=550。由文獻1中式11.2帶長1665.67 mm由文獻1中圖11.4定相近的基準長度Ld=1800mm，再由式（11.3）計算實際中心距=609.05mm5、驗算包角，由式（11.4）得=158.19°>，合適6、確定v帶根數(shù)z帶速4.78 m/s實際傳動比3.43查表11.8單根v帶功率=0.36KW；查表11.7包角系數(shù)=0.953；查表11.12帶長度系數(shù)=1.16，查表11.10，則由公式得=11.21故選12根帶。7、確定帶的張緊力F0（單根帶）查表1

12、1.4得q=0.06kg/m，故可由式（11.21）得單根V帶的張緊力=226.63 N軸上載荷=5340.81 N（二）齒輪傳動的設(shè)計計算 1、齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線圓柱直齒輪。小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS ，大齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 220HBS，由表11-5，取 =564=545 =384 =3682、 齒輪精度按GB/T100951998，選擇8級3、初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸軸的傳動比i=3.4，轉(zhuǎn)速=335.29r/min,傳動功率4.57kw齒輪按8精度制造。取載荷系數(shù)（表11-3）齒寬系數(shù)（表11-

13、6）小齒輪上轉(zhuǎn)矩130166.42N·mm取(表11-4)，73.3mm齒數(shù)，則，則實際傳動比模數(shù)齒寬取按表4-1取，中心距4、驗算齒輪彎曲強度齒形系數(shù)，安全5、小齒輪的圓周速度對照表11-2 可知選用9級精度是合適的6、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計單位（mm）小齒輪大齒輪齒數(shù)z2585分度圓直徑75255模數(shù)33齒頂高33齒根高3.753.75齒頂圓直徑81261齒根圓直徑67.5247.5齒寬6560（三）軸的設(shè)計計算 1、軸的設(shè)計計算（1）選擇軸的材料和熱處理方式選擇軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其機械性能查表12.1得，右表12.3差得（2）初算軸的最小直徑選C=110,則軸的最小直徑為

14、軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，需開鍵槽，故將最小軸徑增加5，變?yōu)?7.59mm。查機械設(shè)計手冊，取標準直徑30mm。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 據(jù)軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計的基本要求，得出不同軸結(jié)構(gòu)設(shè)計。為了便于裝拆軸上零件，將軸做成兩端直徑小而中間直徑大的階梯軸。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。齒輪從輸入端裝入，齒輪、套筒、右端軸承和端蓋、聯(lián)軸器依次從軸的右端裝入，僅左端軸承從左端裝入。（4）求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度

15、圓直徑：d1=75mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =130.17×103 N·mm 求圓周力：FtFt=2T1/d1=2×130.17×103/75=3471.2N 求徑向力FrFr=Ft·tan=3471.2×tan200=1263.41N（5）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/(b+c)=855.6N RC1= Ftb/(b+c)=855.6 N 垂直面的支反力：RB1= Frc/(b+c)=311.42N RC1= Frb/(b+c)=311.42

16、N由于選用深溝球軸承則Fa=0（6）彎矩圖 剖面-處的彎矩：水平面的彎矩：MC1= RB1×b=41924.4Nmm 垂直面的彎矩：MC1'= RB1'b =15259.58Nmm 合成彎矩：M1=44615.13Nmm軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩： T1= 130.17×103Nmm（7）帶作用在軸上的力：預(yù)緊力：=500(2.5/-1)/ZV+qv2=741.75N 帶對軸作用力: =2ZSin1/2=4383.96N該力產(chǎn)生的彎矩圖，如圖（e）在軸承B處彎矩=a×=364332.84 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

17、，可得總合成彎矩：=+×c/（b+c）=390947.97Nmm2、軸的設(shè)計計算（1）選擇軸的材料和熱處理方式選擇軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其機械性能查表12.1得，右表12.3差得（2）初算軸的最小直徑選C=110,則軸的最小直徑為 軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，需開鍵槽，故將最小軸徑增加5，變?yōu)?6.81mm。查機械設(shè)計手冊，取標準直徑50mm。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，該設(shè)計潤滑方式是油潤滑，箱體四周開有輸油溝，齒輪一面用軸肩定位，另一面用軸套定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩定位，周向定位則用

18、過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，齒輪、右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。(4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d2=255mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T2 =635.51×103 N·mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×635.51×103/255=4984.39N 求徑向力：FrFr=Ft·tan=4984.39×tan200=1814.17N（5）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/(b+c)=839.8N RC2=

19、Ftb/(b+c)=839.8 N 垂直面的支反力：RB2= Frc/(b+c)=305.66N RC2= Frb/(b+c)=305.66N 由于選用深溝球軸承則Fa=0（6）畫彎矩圖 剖面-處的彎矩：水平面的彎矩：MC2= RB2×b=41150.2Nmm 垂直面的彎矩：MC2'= RB2'b =14977.34Nmm 合成彎矩： M2=43791.09Nmm（7）軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩： T2=635.51×103Nmm3、軸強度的校核 按扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸強度，由軸結(jié)構(gòu)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-

20、1軸：(1) 軸是直徑為30的是實心圓軸，W=0.1d3=2700Nmm(2) 軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為-1=65MPa則e=/W=31.28-1= 65MPa故軸的強度滿足要求軸：(1) 軸是直徑為50的是實心圓軸，W=0.1d3=12500Nmm(2) 軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應(yīng)力為-1=65MPa則e= M2/W=6.35-1= 65MPa故軸的強度滿足要求四、滾動軸承的選擇及驗算(一) 計算軸承1、選型因軸只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)工作要求及輸入端的直徑，選取型號為6208，其尺寸為d×D×b=40×80×18

21、（mm）。2、驗算（1）根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命 8×365×16=46720h其中Cr=22.8kN Fr=1263.41N Ft=3471.2N（2）確定e值由 經(jīng)查表14.9得e=0.36（3）計算當量動載荷P查表14.9得X=0.56 Y=1.25 于是（4）計算軸承壽命 查表14.5、14.6得，壽命指數(shù) 故滿足壽命要求 (二) 計算軸承1、選型因軸只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)工作要求及輸入端的直徑，選取型號為6212，其尺寸為d×D×b=60×110×22（mm）。2、驗算（1）根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命 8

22、5;365×16=46720h其中Cr=36.8kN Fr=1814.17N Ft=4984.39N（2）確定e值由 經(jīng)查表14.9得e=0.35（3）計算當量動載荷P查表14.9得X=0.56 Y=1.26 于是（4）計算軸承壽命 查表14.5、14.6得，壽命指數(shù) 故滿足壽命要求 五、鍵聯(lián)接的選擇及校核1、軸上的鍵（1）選型 由于齒輪不是安裝在軸端，故選用在鍵槽中軸向固定較好的圓頭普通平鍵。 根據(jù)該軸段直徑為42mm，查表5.1得鍵的截面尺寸：b×h=12×8（mm）。由輪轂長度（63mm）并參照鍵的長度系列，取鍵長L=56mm。（2）校核由表5.2中查得鋼輪

23、轂鍵槽的許用擠壓應(yīng)力。鍵的接觸長度，輪轂與鍵的接觸高度 故鍵強度符合要求2、軸上的鍵（1）選型 由于齒輪不是安裝在軸端，故選用在鍵槽中軸向固定較好的圓頭普通平鍵。 根據(jù)該軸段直徑為62mm，查表5.1得鍵的截面尺寸：b×h=18×11（mm）。由輪轂長度（57mm）并參照鍵的長度系列，取鍵長L=50mm。（2）校核由表5.2中查得鋼輪轂鍵槽的許用擠壓應(yīng)力。鍵的接觸長度，輪轂與鍵的接觸高度 故鍵強度符合要求六、聯(lián)軸器的選擇1、選擇聯(lián)軸器在減速器輸出軸與工作機之間聯(lián)接用的聯(lián)軸器因軸的轉(zhuǎn)速較低、傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因減速器與工作機常不在同一機座上，要求由較大的軸線偏移補償，應(yīng)選用承載能力較高的剛性可移式聯(lián)軸器。查表得選用TL9型號的軸孔直徑為50的彈性套柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩 =1000 N·m ，取載荷系數(shù)K=1.3，則計算轉(zhuǎn)矩選用TL9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩 =1000 N·m，。采用J型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=50mm，軸孔長度L=84mm。TL9型彈性套柱銷聯(lián)軸器有關(guān)參數(shù)型號公稱轉(zhuǎn)矩T/(N·m)許用轉(zhuǎn)速n/（r·）軸孔直徑d/mm軸孔長度