1、學號：*題 目： 帶式輸送機傳動裝置班 級：？ 組 別：*組姓 名：*指導老師:*目錄一、設計任務書11設計題目1 2原始數據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計算五、傳動零件設計1帶傳動設計2齒輪傳動設計六、軸的設計1輸入軸2輸出軸七、軸承的選擇計算1軸承2軸承八、鍵聯接的選擇計算九、聯軸器的選擇計算十、潤滑方式及密封十一、參考資料十二、感受及體會一、設計任務書1.設計題目：帶式輸送機傳動裝置原始數據：參數第四組數據輸送帶工作拉力F/N2200輸送帶工作速度v（m/s）滾筒直徑D/mm450每日工作時數T/h24傳動工作年限/a5注：傳動

2、不逆轉，載荷平穩，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，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，傳遞功率可達數萬千瓦，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、 確定電動機的轉速卷筒軸工作轉速：查機械設計基礎課程設計指導書第6頁表2.2得：V帶傳動的傳

3、動比,單級齒輪傳動比,則合理總轉動比的范圍為：,故電動機轉速的可選范圍為：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：查機械設計基礎課程設計指導書第6頁表2.3得：V帶傳動效率球軸承效率圓柱齒輪效率（查機械技術應用基礎236頁表8.5暫定9級精度）彈性聯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構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用最多。目前應用最廣泛的是Y系列自扇冷式籠

4、型三相異步電機，其結構簡單、啟動性能好、工作可靠、價格低廉，維護方便，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、風機、農機、輕工機械等。符合 這一范圍的同步轉速有：750r/min、1 000r/min、1 500r/min，再根據計算出的容量查機械設計基礎課程設計指導書143頁表8.1得：有兩種適用的電動機型號，參數如下表：方案電動機型號額定功率電動機轉速/(r/min)同步轉速滿載轉速1Y132S-41 5001 4402Y132M2-61 000960 選擇較小的方案2所選電動機的主要外形尺寸如下表： 電動機外形尺寸和安裝尺寸mmLEBBCBFDADACAAB

5、HHDG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132121 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：Pd3額定功率：Ped4.滿載轉速：nm=960r/min4、 傳動裝置和動力參數計算：1、 計算總傳動比由選定電動機的滿載轉速和工作機主動軸的轉速，得傳動裝置的總傳動比為：圖12、 計算分配傳動比查機械設計基礎課程設計指導書第6頁表2.2得：取，則：3、計算各軸轉速軸：軸：軸（卷筒軸）：4、計算各軸的輸入功率軸：軸：軸（卷筒軸）：5、計算各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩：軸：軸：軸（卷筒軸）：運動和動力參數的計算結果列于下表當中：運動和動力

6、參數的計算結果參數軸名電動機軸軸軸軸(卷筒軸)轉速輸入功率輸入轉矩960 各軸轉速：軸：軸：軸（卷筒軸）： 各軸的輸入功率：軸：軸：軸（卷筒軸）：各軸的輸入轉矩：電動機軸的輸出轉矩：軸：軸：軸（卷筒軸）：計算及說明結果五、傳動零件設計帶傳動設計：序號設計項目設計內容計算結果1確定計算功率2選擇V帶型號根據和，A型V帶3確定帶輪基準直徑、根據A型帶，查課本P195表6.2，取，帶傳動的傳動比，則大帶輪基準直徑為：4驗算帶速帶速在525范圍內，符合要求5確定傳動中心距和帶的基準長度（1） 初步確定中心距 ， （2） 初算帶長：，（3） 確定實際中心距：考慮帶傳動的安裝、調整和張緊需要，帶傳動中心距

7、的變動范圍：6驗算小帶輪包角符合要求7確定V帶根數Z（1） 根據帶的型號和查課本197表6.3得： （2） 再根據，查課本P198表6.4得： （3） 根據查課本198頁表6.5得： （4） 根據課本198頁表6.6得： 取8計算初拉力根據A型帶，查課本P192表6.1得：9計算作用于軸上的拉力 10設計帶輪結構,畫大帶輪的工作圖由于，且，故采用腹板式結構；大帶輪基準直徑采用孔板式結構小帶輪采用腹板式結構；大帶輪采用孔板式結構。帶的型號：A型。小帶輪結構標記：腹板帶輪大帶輪結構標記：孔板帶輪中心距a=820mm帶長Ld=2500mm帶的根數Z=4軸壓力FQ=kN齒輪傳動設計已知條件：主軸轉速，

8、輸入功率齒輪單向傳動，載荷平穩，三班制工作，預期工作5年，每年按300天計。1、 選擇齒輪的材料，確定許用應力 因為是一般減速器，且轉速不高、載荷平穩，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，調質處理，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計 軟齒面閉式傳動主要的失效形式為齒面點蝕。根據齒面接觸疲勞強度計算齒輪分度圓直徑，即轉矩為： 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

9、，計算主要幾何尺寸(1) 齒數：取，則(2) 模數：。 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) 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, 應力修正系數：, 查課本240表8.6，取許用彎曲應力，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、 齒輪結構設計 由于，大齒輪采用腹板式結構； 由于，采用實體式結構小齒輪齒數：z1=21 大齒輪齒數： z2=88

10、模數m=3 中心距a分度圓直徑：d1=63mm，d2=264mm齒頂圓直徑： da1=69mm，da2=270mm齒根圓直徑： df1=56mm，df2=257mm齒寬：b1=75mm，b2=70mm 齒輪精度：9級計算及說明結果六、軸的設計（一）輸入軸 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：安裝聯軸器處軸的直徑為軸的最小直徑,故：（2） 增大：考慮該軸段上有一鍵槽，軸徑應增大，即（3） 靠標準：因為該軸段安裝標準件聯軸器，故應取其孔徑系列標準值，查附表8，取強度足夠（2） 輸出軸1、 ,許用彎曲應力。2、 初步估算軸的最小直徑（4

11、） 算：安裝聯軸器處軸的直徑為軸的最小直徑,故：（5） 增大：考慮該軸段上有一鍵槽，軸徑應增大，即（6） 靠標準：因為該軸段安裝標準件聯軸器，故應取其孔徑系列標準值，查附表8，取3、 軸的結構設計 (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（兼做套筒）、左端軸承和軸承端蓋及聯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)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。根據軸的結構設計要求，軸的結構草圖設計如圖2所示。軸段、之間應有定位軸肩；軸段、及、之間應設置非定位軸肩以利于裝配；軸段為軸環。各軸段的具體設計如下：軸段：由2知：，查附表8，LT5彈性套柱銷聯軸器

12、與軸配合部分的長度,為保證軸端擋圈壓緊聯軸器，應比略小，故取軸段：聯軸器右端用軸肩定位，根據得：，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。該段長度可根據結構和安裝要求最后確定。軸段：這段軸徑由滾動軸承的內徑來決定。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，保證齒輪兩側端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面至箱體內壁應有的距離，本題取12.5mm。為保證軸承含在箱體軸承座孔內，并考慮軸承的潤滑（圖示為脂潤滑，為防止箱體內潤滑油濺入軸承而帶走潤滑脂，應設檔油環兼做套筒定位），為此軸承端面至箱體內

13、壁應有的距離，取10.5mm，故檔油環的總寬度為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有調整墊片，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整軸承時，聯軸器不與軸承端蓋鏈接螺釘相碰，聯軸器右端面與端蓋間應有mm的間隙，此處取15.5mm。故：軸段：安裝齒輪，此直徑查軸頭標準系列值表10.4，取。該段長度應當小于齒輪輪轂寬度，輪轂寬度為85mm，則：軸段：齒輪右端用軸環定位，根據，查表10.6，取，故軸環直徑。軸環寬度：軸段：因為同一軸的兩端軸承常用同

14、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構中心處。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） 畫軸的計算簡圖由結構草圖，可確定出軸承支點跨距由此畫出軸的計算簡圖，如圖3V

15、DHDrtVB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，軸所承受的扭轉切應力一般可按照脈動循環變化考慮，故取修正系數，則截面C的當量彎矩為：（8） 校核軸的強度因為許用彎曲應力，故截面C的強度足夠。七、軸承的選擇計算（一）軸承擬選用深溝球軸承，已知軸的直徑40mm，轉速n=286.6r/min，徑向載荷

16、=1199.71，有輕微沖擊，常溫下工作，預期壽命=36000小時。（1）求當量動載荷P1199.71=1319.68N,(2)計算，取，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，轉速n=71.66r/min，徑向載荷=1199.71，有輕微沖擊，常溫下工作，預期壽命=36000小時（1）求當量動載荷P1199.71=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

17、平鍵，根據軸的直徑=28mm，及長度50mm，查表12.1得鍵寬b=8mm，鍵高h=7mm，鍵長L計算得L=56-(510)=5146mm. 取L=50mm，標記為鍵850GB/T10962003=100120MPa，鍵的工作長度l=42mm得= MPa，故鍵滿足強度要求，（2）高速軸與小齒輪間的鍵連接要求對中性好，選用A型平鍵，根據軸的直徑=45mm，輪轂寬度90mm，查表12.1得鍵寬b=14mm，鍵高h=9mm，鍵長L計算得L=90-(510)=8085mm取L=80mm，標記為鍵1480GB/T10962003=100120MPa，鍵的工作長度l=66mm得= MPa，故鍵滿足強度要求

18、，（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，根據軸的直徑=67mm，輪轂寬度85mm，查表12.1得鍵寬b=20mm，鍵高h=12mm，鍵長L計算得L=90-(510)=7580mm由于結構原因取L=70mm，標記為鍵2070GB/T10962003=100120MPa，鍵的工作長度l=50mm得= MPa，故鍵滿足強度要求，（4）低速軸與聯軸器間的鍵連接要求對中性好，選用A型平鍵，根據軸的直徑=45mm，輪轂寬度82mm，查表12.1得鍵寬b=14mm，鍵高h=9mm，鍵長L計算得L=82-(510)=7772mm由于結構原因取L=70mm，標記為鍵1470GB/T10962003=100120MPa，鍵的工作長度l=56mm得= MPa，故鍵滿足強度要求，鍵的標記：GB/T 1096-2003九、聯軸器的選擇及計算1、選擇聯軸器類型考慮減緩沖擊作用，選用彈性套柱銷聯軸器。2、選擇聯軸器型號m（2）選擇聯軸器型號。按計算轉矩、轉速和軸徑，查附表8選用LT7型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩 =500 Nm，許用轉速n=3600r/min，允許軸徑有40mm、42mm、45mm、48mm等幾種，