傳送帶的設計

1、摘要本文在參考常規(guī)下運帶式輸送機設計方法的基礎(chǔ)上，分析了常見驅(qū)動方式和制動方式用于長運距、大運量下運帶式輸送機上的優(yōu)缺點，提出該運輸機可采用的驅(qū)動和制動方式；分析了常見軟起動裝置及其選型方法，歸納總結(jié)出長運距、大運量變坡輸送下運帶式輸送機設計中的關(guān)鍵問題和可靠驅(qū)動方案和制動方式優(yōu)化組合的可行方案；通過常規(guī)設計計算，提出了合理確定張緊位置、張緊方式及張緊力大小的方法；對驅(qū)動裝置及各主要部件進行了選型并校核。    長距離變坡下運帶式輸送機運行工況復雜，在設計方面需考慮各種可能的工況，并計算最危險工況下輸送機的各項參數(shù)，同時為保證運行過程中輸送機各組成部分能適應載荷及工況的變化

2、需將拉緊力統(tǒng)一，然后重新計算各工況下輸送機參數(shù)，最終確定整機參數(shù)。  本論文對長運距、大運量變坡下運帶式輸送機，綜合考慮各方面的因素，采用合理的驅(qū)動方案、制動方式和軟啟動裝置組合，有效保證長運距、大運量變坡下運帶式輸送機的可靠運行關(guān)鍵詞：傳動 齒輪目錄課程設計題目5第一部分  傳動裝置總體設計6      1.傳動方案6      2.該方案的優(yōu)缺點6      3.原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機）6      4.傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動

3、比的分配7第二部分  V帶設計8第三部分  各齒輪的設計計算101.高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）102.低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）11第四部分  軸的設計141.高速軸的設計14第五部分  校核191.高速軸軸承19第六部分  主要尺寸及數(shù)據(jù)211. 箱體尺寸:21第七部分  結(jié)論24第八部分  致謝25第九部分  參考文獻26 課程設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號 3 5 7 10運輸機工作轉(zhuǎn)矩T/(N.m) 690 630 760 620運輸機帶速V/(m/s) 0.

4、8 0.9 0.75 0.9卷筒直徑D/mm 320 380 320 360工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作（8小時/天）。運輸速度允許誤差為 。二、 課程設計內(nèi)容1）傳動裝置的總體設計。2）傳動件及支承的設計計算。3）減速器裝配圖及零件工作圖。4）設計計算說明書編寫。    每個學生應完成：1） 部件裝配圖一張（A1）。2） 零件工作圖兩張（A3）3） 設計說明書一份（60008000字）。本組設計數(shù)據(jù)：第三組數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T/(N.m)  690  。     

5、      運輸機帶速V/(m/s)    0.8    。            卷筒直徑D/mm    320    。    已給方案：外傳動機構(gòu)為V帶傳動。          減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。第一部分  傳動裝置總體設計一、傳動方案（已給定）：1） 外傳動為V帶傳動。2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。3） 方案簡圖如

6、下：二、該方案的優(yōu)缺點：        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(jié)構(gòu)，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(xiàn)象。原動機部分為Y系列三相交流 異步電動機。      總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作

7、條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。計 算 與 說 明三、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機）工作機所需功率：    =0.96  (見課設P9)傳動裝置總效率： （見課設式2-4）                    （見課設表12-8）電動機的輸出功率：  （見課設式2-1）    取 選擇電動機為Y132M1-6型  （見課設表19-1）技術(shù)數(shù)據(jù)：額定功率（ ）    4&

8、#160;   滿載轉(zhuǎn)矩（ ）    960                額定轉(zhuǎn)矩（ ）  2.0  最大轉(zhuǎn)矩（ ）    2.0    Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm）：  （見課設表19-3）A：216  B：178  C：89  D：38  E：80  F：10  G：33  H：132  K：12  AB：28

9、0  AC：270  AD：210  HD：315  BB：238  L：235四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配1、 總傳動比：  （見課設式2-6）              2、 各級傳動比分配：  （見課設式2-7）                               

10、      初定                                第二部分 V帶設計外傳動帶選為  普通V帶傳動  1、 確定計算功率： 1）、由表5-9查得工作情況系數(shù)  2）、由式5-23（機設）                       

11、         2、選擇V帶型號  查圖5-12a(機設)選A型V帶。3.確定帶輪直徑      （1）、參考圖5-12a（機設）及表5-3（機設）選取小帶輪直徑    （電機中心高符合要求）（2）、驗算帶速  由式5-7（機設）          （3）、從動帶輪直徑            查表5-4（機設）  取 （4）、傳動比  i  &#

12、160;       （5）、從動輪轉(zhuǎn)速4.確定中心距 和帶長 （1）、按式（5-23機設）初選中心距                      取  （2）、按式(5-24機設)求帶的計算基礎(chǔ)準長度L0 查圖.5-7(機設)取帶的基準長度Ld=2000mm(3)、按式(5-25機設)計算中心距:a      (4)、按式（5-26機設）確定中心距調(diào)整范圍       

13、60;   5.驗算小帶輪包角1      由式(5-11機設)          6.確定V帶根數(shù)Z  (1)、由表（5-7機設）查得dd1=112    n1=800r/min及n1=980r/min時，單根V帶的額定功率分呷為1.00Kw和1.18Kw，用線性插值法求n1=980r/min時的額定功率P0值。          (2)、由表（5-10機設）查得P0=0.11Kw  (3)、由表查得（5-12機設

14、）查得包角系數(shù)   (4)、由表(5-13機設)查得長度系數(shù)KL=1.03  (5)、計算V帶根數(shù)Z，由式（5-28機設）                                取Z=5根 7計算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機設。                       

15、60; q由表5-5機設查得8計算對軸的壓力FQ，由式（5-30機設）得        9確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖    小帶輪基準直徑dd1=112mm采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準直徑dd2=280mm，采用孔板式結(jié)構(gòu)，基準圖見零件工作圖。第三部分 各齒輪的設計計算一、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考

16、慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34  則Z2=Z1i=34×2.62=89 2.設計計算。（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9）      T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 Nmm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為  HILim=580      HILin=560由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力    &#

17、160;   HILim=230        HILin=210應力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計算        N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109        N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.5.1 ZN2=1.04 由圖7-9查得彎曲            ；YN1=1 3×109由圖7-8查

18、得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1YN2=1由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3  由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力                                      將有關(guān)值代入式(7-9)得            則V1=(d1tn1/60

19、15;1000)=1.3m/s  ( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得K=1.08.取K=1.05.則KH=KAKVKK=1.42 ,修正                                             

20、60;       M=d1/Z1=1.96mm由表7-6取標準模數(shù)：m=2mm(3) 計算幾何尺寸d1=mz1=2×34=68mm              d2=mz2=2×89=178mm    a=m(z1z2)/2=123mm  b=ddt=1×68=68mm        取b2=65mm    b1=b2+10=753.校核齒根彎曲疲勞強度由圖7-18查得，YFS

21、1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.  二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34  則Z2=Z1i=34×3.7=1042.設計計算。（1） 設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9） 

22、    T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 Nmm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為  HILim=580      HILin=560由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力  HILim=230        HILin=210應力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計算    N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55&

23、#215;109    N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108  由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1.1 ZN2=1.04   由圖7-9查得彎曲            ；YN1=1 YN2=1  由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3  由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力            &#

24、160;                 將有關(guān)值代入式(7-9)得        則V1=(d1tn1/60×1000)=0.55m/s  ( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得K=1.08.取K=1.05.則KH=KAKVKK=1.377 ,修正           M=d1/Z1

25、=2.11mm由表7-6取標準模數(shù)：m=2.5mm(3) 計算幾何尺寸d1=mz1=2.5×34=85mm d2=mz2=2.5×104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm b=ddt=1×85=85mm取b2=85mm    b1=b2+10=953.校核齒根彎曲疲勞強度由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.  總結(jié)：高速級  z1=34  z2=89  m=2       低速級 

26、; z1=3第四部分  軸的設計高速軸的設計1.選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理.2.初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查表10-2,得c=106至117,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用.取c=110則:D1min=  D2min=  D3min=  3.初選軸承1軸選軸承為60082軸選軸承為60093軸選軸承為6012根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:D1=40mmD2=45mmD3=60mm4.結(jié)構(gòu)設計(現(xiàn)只對高速軸作設計,其它兩軸設計略,結(jié)構(gòu)詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分

27、式,軸的結(jié)構(gòu)形狀如圖所示.(1).各軸直徑的確定初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm。2段裝齒輪，為了便于安裝，取2段為44mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取3段為53mm。5段裝軸承，直徑和1段一樣為40mm。4段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm。6段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛氈圈，故取6段36mm。7段裝大帶輪，取為32mm>dmin 。（2）各軸段長度的確定軸段1的長度為軸承6008的寬

28、度和軸承到箱體內(nèi)壁的距離加上箱體內(nèi)壁到齒輪端面的距離加上2mm，l1=32mm。2段應比齒輪寬略小2mm，為l2=73mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和軸承6008同寬取l5=15mm。l6=55mm，7段同大帶輪同寬，取l7=90mm。其中l(wèi)4，l6是在確定其它段長度和箱體內(nèi)壁寬后確定的。于是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。（3）.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用A型普通平鍵聯(lián)接，分別為1

29、6*63  GB1096-1979及鍵10*80  GB1096-1979。（4）.軸上倒角與圓角為保證6008軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。5.軸的受力分析（1） 畫軸的受力簡圖。（2） 計算支座反力。Ft=2T1/d1= Fr=Fttg20。=3784 FQ=1588N在水平面上FR1H= FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N（3） 畫彎矩圖

30、在水平面上，a-a剖面左側(cè)    MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715Nma-a剖面右側(cè)    MAh=FR2Hl2=411 153=62.88 Nm在垂直面上    MAv=MAV=FR1Vl2=352×153=53.856 Nm合成彎矩，a-a剖面左側(cè)  a-a剖面右側(cè)畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩  3784×（68/2）=128.7Nm6.判斷危險截面顯然，如圖所示，a-a剖面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)可能是危險截面；b-b截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側(cè)也可能是危險截面

31、。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側(cè)均有應力集中，且b-b截面處應力集中更嚴重，故a-a截面左側(cè)和b-b截面左、右側(cè)又均有可能是疲勞破壞危險截面。7.軸的彎扭合成強度校核由表10-1查得    (1)a-a剖面左側(cè)3=0.1×443=8.5184m3=14.57    （2）b-b截面左側(cè)3=0.1×423=7.41m3b-b截面處合成彎矩Mb:=174 Nm=27    8.軸的安全系數(shù)校核:由表查得 (1)在a-a截面左側(cè)10-1 WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3由附表10

32、-1查得 由附表10-4查得絕對尺寸系數(shù) ;軸經(jīng)磨削加工, 由附表10-5查得質(zhì)量系數(shù) .則彎曲應力    應力幅      平均應力    切應力      安全系數(shù)查表10-6得許用安全系數(shù) =1.31.5,顯然S> ,故a-a剖面安全.(2)b-b截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) 3=0.1×533=14.887m3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3又Mb=174 Nm,故彎曲應力切應力        &#

33、160;       由附表10-1查得過盈配合引起的有效應力集中系數(shù)  。          則顯然S> ,故b-b截面右側(cè)安全。（3）b-b截面左側(cè)          WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3b-b截面左右側(cè)的彎矩、扭矩相同。彎曲應力    切應力                    （D-

34、d）/r=1  r/d=0.05，由附表10-2查得圓角引起的有效應力集中系數(shù) 。由附表10-4查得絕對尺寸系數(shù) 。又 。則        顯然S> ,故b-b截面左側(cè)安全。第五部分 校  核 高速軸軸承FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N軸承的型號為6008，Cr=16.2 kN1） FA/COr=02） 計算當量動載荷            查表得fP=1.2徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y為X=

35、1，Y=0    =1.2×（1×352）=422.4 N3） 驗算6008的壽命              驗算右邊軸承        鍵的校核鍵1  10×8  L=80  GB1096-79  則強度條件為  查表許用擠壓應力   所以鍵的強度足夠鍵2  12×8  L=63  GB1096-79  則強度條件為 

36、; 查表許用擠壓應力 所以鍵的強度足夠聯(lián)軸器的選擇        聯(lián)軸器選擇為TL8型彈性聯(lián)軸器  GB4323-84減速器的潤滑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滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V1.52m/s所以采用飛第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體尺寸:箱體壁厚 箱蓋壁厚 箱座凸緣厚度b=15mm箱蓋凸緣厚度b1=15mm箱座底凸緣厚

37、度b2=25mm地腳螺栓直徑df=M16地腳螺栓數(shù)目n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=M12聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)=150mm軸承端蓋螺釘直徑d3=M8定位銷直徑d=6mmdf 、d1 、d2至外箱壁的距離C1=18mm、18 mm、13 mmdf、d2至凸緣邊緣的距離C2=16mm、11 mm軸承旁凸臺半徑R1=11mm凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定外箱壁至軸承座端面距離L1=40mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1=10mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2=10mm箱蓋，箱座肋厚m1=m=7mm軸承端蓋外徑D2 ：凸緣式端蓋：D+（55.5）d3 以上尺寸參考機械設計課程設計P17P21傳動比原始分配傳動比為：

38、i1=2.62    i2=3.07    i3=2.5修正后          ：i1=2.5    i2=2.62    i3=3.07各軸新的轉(zhuǎn)速為  ：n1=960/2.5=3.84                  n2=384/2.61=147                &

39、#160; n3=147/3.07=48各軸的輸入功率P1=pd87 =5.5×0.95×0.99=5.42P2=p165=5.42×0.97×0.99=5.20P3=p243=5.20×0.97×0.99=5.00P4=p321=5.00×0.99×0.99=4.90各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550Pdi187/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65T2= T1 i265=128.65×2.62×0.97×0.99=323

40、.68T3= T2 i343=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25T4= T3 21=954.23×0.99×0.99=935.26軸號 功率p 轉(zhuǎn)矩T 轉(zhuǎn)速n 傳動比i 效率電機軸 5.5 2.0 960 1 11 5.42 128.65 384 2.5 0.942 5.20 323.68 148 2.62 0.963 5.00 954.25 48 3.07 0.96工作機軸 4.90 935.26 48 1 0.98齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸兩小齒輪采用實心結(jié)構(gòu)兩大齒輪采用復板式結(jié)構(gòu)齒輪z1尺寸z=34  d1=68

41、60; m=2  d=44  b=75d1=68  ha=ha*m=1×2=2mm    hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm    h=ha+hf=2+2.5=4.5mm    da=d12ha=68+2×2=72mm    df=d12hf=682×2.5=63    p=m=6.28mm    s=m/2=3.14×2/2=3.14mm    e=m/2=3.14×2/2=3.14mm    c=c*m=0.25×2=0.5mm齒輪z2的尺寸由軸可 得d2=178    z2=89    m=2  b=65  d4=49  ha=ha*m=1×2=2mm      h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(10.5)×2=2.5mm    da=d22ha=1782×2=18