1、機械設計課程設計計算說明書設計題目 設計帶式運輸機傳動裝置 06選礦 專業 2 班設 計 者 呂沛超 學 號 200605060212指導教師 王彥鳳 2009 年 1 月 6 日（河北理工大學）目錄I. 設計任務書2II. 傳動方案的擬定3III. 電動機的選擇4IV. V帶設計5V. 箱內齒輪設計與選擇7VI. 軸的設計計算與選擇9VII. 聯軸器的選擇13VIII.鍵連接的選擇和計算13IX. 軸承的計算和選擇14X. 箱內結構設計15XI. 潤滑和密封設計17XII. 設計小結18XIII.參考資料18I.機械設計課程設計任務書 設計題目: 設計帶式運輸機傳動裝置 帶式輸送機的傳動裝置

2、簡圖1、電動機； 2、V帶傳動； 3、減速器； 4、聯軸器； 5、傳動滾筒； 6、皮帶運輸機原始數據: 運輸帶工作拉力F= 1150 N 運輸帶工作速度v= 1.60 m/s 卷筒直徑 D= 260mm 工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載起動，使用期8年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5% 。 設計工作量： 1.減速器裝配圖1張 2.設計說明書1份II.傳動方案的擬定機器由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。在選定原動機的條件下，根據工作機的工作條件擬定合理的傳動方案，主要是合理的確定傳動裝置，即合理的確定傳動機構的類型和各傳動機構的合理布置。帶傳動承載能力較低，

3、但傳動平穩，緩沖吸振能力強，宜布置在高速級。根據表2-1選擇傳動機構。盡量本著滿足工作機性能要求，工作可靠，尺寸緊湊，成本低，傳動效率高和操作維護方便的原則，設計運動簡圖： 帶式輸送機的傳動裝置簡圖1、電動機； 2、V帶傳動； 3、減速器； 4、聯軸器； 5、傳動滾筒； 6、皮帶運輸計算與說明主要結果III.電動機的選擇一、 電動機的選擇 1、電動機類型： Y系列三相交流異步電動機 2、電動機功率 運輸帶所需功率 Pw=FV1000w=1150×1.601000×0.96 聯軸器=0.992 齒輪=0.97 帶=0.95 軸=0.99 傳動裝置總效率 總=聯軸器.軸承3 電

4、動機的輸出功率Pd=Pw總=1.920.8959 3、確定電動機的轉速： 初步選定電動機轉速為1500 r/min 查【1】表19-1 選Y100L1-6電動機滿載轉速 nm=1420 r/min 額定功率 P=2.2kw二、傳動裝置的傳動比計算及分配1、滾筒轉速nW=V.60×1000.D=1.60×60×10002.14×260 總體傳動比i總= nmnW=1420117.59初定各部分傳動比為： i帶=3.02 ，i齒=i總i帶=12.0763.02三、傳動裝置的運動和動力參數計算 1、各軸轉速 n1=nWi帶=14203.02 n2=n1i齒=4

5、70.204誤差=117.6-119.59117.6<5% 2、各軸輸入功率 1=d. =2.143×0.95 2= 1=2.036×0.99×0.97Pw=1.92總=0.8959Pw=2.143kwnw=117.59r/mini總=12.076i帶=3.02i齒=4n1=470.20r/minn2=117.6r/min1=2.036kw2=1.955kw計算與說明主要結果 3=2聯軸器=1.955×0.99×0.992 3、各軸輸入轉矩 T d=9550 dnm=9550×2.1431420 T 1=T di帶帶=14.41

6、2×3.02×0.95 T 2= T 1i齒=41.352×4×0.97×0.99 T3=T 2聯軸器=158.774×0.99×0.992 4、各軸轉速、功率和轉矩如下表所示：軸號功率/kw轉矩/（Nm）轉速n/( r/min)電動機軸2.14314.4121420軸2.03641.352470.20軸1.955158.774117.6工作機軸1.920155.932117.59IV.V帶設計一、 確定V帶的截型 1、工況系數 由表11-3 取 =1.1 2、計算功率 Pc=Pd=1.1×2.143 3、 V帶截

7、型 由圖11-5 選A型帶 二、 確定V帶輪的直徑小帶輪的基準直徑 由圖11-5和表11-10 大帶輪的基準直徑 dd2=i帶 =3.02×100=302 由表11-10 取驗算帶速 =dd1nd60×1000=3.14×100×142060×1000=7.43m/s>5 m/s在允許范圍內三、確定中心距及V帶基準長度初定中心距 由0.7(+) 290.5mm830mm3=1.920kwT d=14.412NmT 1=41.352 NmmT 2=158.774NmT3=155.932Nm=1.1Pc=2.357kwA型=100mmdd2=

8、315mm在允許范圍內計算與說明主要結果 要求結構緊湊取，可取中心距=600mm 初定V帶基準長度 =2×600+2×（315+100）+14×600（315-100）2 =1870mm 由表11-7 取 Ld=2000mm傳動中心距 由式11-17 aa0+Ld-Ld02=600+2000-18702小帶輪包角 由式11-14=1800-57.30×315-100665四、確定V帶的根數單根V帶的基本額定功率 由表11-4 額定功率增量 由表11-5 包角系數 由表11-2帶長修正系數 由表11-7V帶根數 由式11-13z=Pc(P1+P1)KKL=

9、2.375(1.32+0.17)×0.95×1.03=1.617 取5、 計算作用在軸上的載荷V帶的長度質量 由表11-1初拉力 由式11-6，=500×2.1432×7.43×2.50.95-1+0.1×7.432作用在軸上的載荷 FQ=2F0Zsin12=2×135×2×sin16002 6、帶寬 由表11-8 e=15±0.3 f=10-1+2 B=(z-1)e+2f=15+2×9=600mmLd=2000mma=665 mm1=1600P1=1.32kwP1=0.17kwK=0

10、.95KL=1.03=2m=0.10kgmF0=135NFQ=531NB=33計算與說明主要結果V.箱內齒輪設計 選擇圓柱直齒輪，可采用軟齒面傳動，小齒輪選用45鋼調質，齒面平均硬度240HBS，大齒輪選用45鋼正火，齒面平均硬度200HBS。一、按齒面接觸疲勞強度設計 1、許用接觸應力 極限應力 =0.87HBS+380(表12-11) 安全系數 查表12-12 取許用接觸應力 =取較小值代入計算公式2.計算小齒輪分度圓直徑 小齒輪轉矩 =9.55×10×=9.55×10×2.036/470.20由表12-9查取齒寬系數載荷系數 工作平穩，軟齒面齒輪，

11、取節點區域系數 標準直齒圓柱齒輪傳動彈性系數 由表12-7小齒輪計算直徑 3、確定幾何尺寸取小齒輪齒數 =27 =108傳動比變動量 i=i-Z2Z1i=3.15-3.023.15=589MPa=554MPaSHmin=1.1=535MPa=504MPa=41.4Nmd=1K=1.26=2.5=189.848.71mm=27=108i=0.041%<5%計算與說明主要結果模數 m= =48.7127=1.80,由表12-1取標準值 分度圓直徑 d=m Z中心距 a=( d+d2)/2=(216+54)2齒寬 b= d=1×54 取=b , =b+(510)mm三、校核彎曲疲勞強

12、度（1） 許用彎曲應力極限應力 =0.7HBS+275(表12-11)安全系數 (表12-12) 取許用彎曲應力 =（2） 驗算彎曲應力 復合齒行系數 由表12-10查取 彎曲應力F1=2KT1bd1mYFS1=2×1.26×41.4×10354×54×2×4.05 F2=F2YFS2YFS1=96.18×3.964.13 由于 <，<四、齒輪結構設計 1、小齒輪使用齒輪軸結構 齒頂圓直徑 da=m(Z+2) 全齒高 hf=2.25m 齒距 p=m 齒厚 s=p/2 mm=2 d1=54d2=216a=135 m

13、m=54mm=60mm=443 MPa=415 MPa=1.4 =316 MPa=296 MPaYFS1=4.05 YFS2=4.00=72.45MPa=71.56MPa彎曲強度足夠da=58mm hf=4.5mmp=6.28mms=3.14mm計算與說明主要結果 齒根圓直徑df=m(Z-2.5) 2、大齒輪使用腹板式結構 齒頂圓直徑 da=m(Z+2) 全齒高 hf=2.25m 腹板結構直徑d=27.2mm VI.軸的設計計算及選擇一、軸的初算 根據軸的材料并考慮彎矩的影響,即考慮到主動軸軸端受大帶輪施加的力FQ, 故A取大值，由表17-1取1、 求主、從動軸的計算直徑主動軸的計算直徑d1A

14、3pn=118×32.25384=21.27mm從動軸的計算直徑d2A3pn=118×32.16120=30.92mm計入鍵槽的影響，直徑增大3%，然后圓整=1.0321.27=21.91 mm二、軸的結構設計1、高速軸根據軸的初算d1=20mm軸肩高度h=0.07d+(12) 得d2，d3，d4，d5。=1.0330.92=31.85 mm df=49mmda=220mmhf=4.5mmd=27.2mmA=118=25mm=35mmd6=20mmd5=25mmd4=30mmd3=36mmd2=44mmd1=30mml6=30mml5=46.6mml4=32mml3=60m

15、ml2=6mml1=25mml總=199.6mm計算與說明主要結果2、低速軸的結構設計 根據軸的初算d1=35mm 3、從動軸強度校核 T2=9.55×106×2.143117.6=158.77Nm d2=216mm作用在齒輪上的切向力 Ft=2T2d2=2×158.77216 作用在齒輪上的徑向力 Fr=Fttan=1.47×tan20° 作用在齒輪上的法向力Fn=Ftcos=0.54cos20°（1）求水平支反力畫水平面受力圖 =14702 （2）繪制水平面彎矩圖 MCH=FAHL1=914.36735×52 （3）求垂

16、直面支反力 由 即 , L=2L1 FBV=Fr2=5402 在鉛錘方向上，由 即得 d1=32mmd2=40mmd3=50mmd4=57mmd5=67mmd6=50mml1=80mml2=46.6mml3=36mml4=52mml5=8mml6=29mml總=250.6mmFt=158.77NmFr=0.54kNFn=0.57kNFAH=735NFBH=735NMCH=38.22NmFBV=2N計算與說明主要結果270-540=-3N （4）繪制垂直面彎矩圖 MCV=FAVL1=-270×52 MCV'=L2=270×52 （5）.繪制合成彎矩M圖 根據合成彎矩

17、C截面左側彎矩 C截面右側彎矩 （6）繪制彎矩圖 （7） 繪制當量彎矩圖由當量彎矩圖和軸的結構圖可知，C和D處都有可能是危險截面，應分別計算其當量彎矩。此處可將軸的扭切應力視為脈動循環，取，則C截面左側當量彎矩C截面右側當量彎矩C截面當量彎矩 在以上兩數值中取較大值D截面彎矩 MDH=FAHL3=735×26 MDV=FAVL3=-270×26D截面合成彎矩D截面當量彎矩（8）求危險截面處軸的計算直徑許用應力 軸的材料選用45鋼，調制處理，由表17-2,按碳鋼b=600MPa查得-1b=60MPaC截面計算直徑 dc3MCE0.1-1b=3103.73×1030.

18、1×60=25.86計入鍵槽的影響 dc=1.03×25.86=26.64mm同理D截面計算直徑 dD=26.09mm270N方向與相反MCV=-14.04NmMCV'=14.04NmMC=40.72NmMC'=40.72NmT=159NmMCE=103.73NmMCE'=40.72NmMCE=103.73NmMDH=19.11NmMDV=-7.02NmMD=20.36NmMDE=97.55Nmdc=26.64mmdD=26.09mm計算與說明主要結果(9）檢查軸的強度經與結構設計比較，c截面和D截面的計算直徑分別小于其結構設計確定的直徑，故軸的強度

19、滿足條件。(10）各圖如下軸的強度足夠計算與說明主要結果VII.聯軸器的選擇 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器公稱轉矩：T2=158.774Nm 查表16-1, 選取工況系數 所以轉矩 Tc=KT2=1.5×158.774因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,查【1】表17-1 選取LT6型彈性套柱銷聯軸器VIII.鍵的選擇一、選擇鍵的類型,材料,確定鍵的尺寸1、鍵的類型 聯接方式為靜聯接，載荷小，受輕微沖擊，選用普通平鍵，A型2、鍵的材料 3、鍵的尺寸 （1） 從動軸上齒輪安裝處已知軸徑d=57mm 輪轂長l=54mm, 由【2】表2-7查得 b=16mm ,h=10mm ,L=

20、45 mm (2) 主動軸上帶輪安裝處 已知軸徑d=20 mm 輪轂長 l=30mm 由【2】表2-7查得 b=6mm ,h=6mm ,L=22 mm（1） 安裝聯軸器處 軸徑d=35mm 輪轂長l=80mm 由【2】表2-7查得 b=10 mm ,h=8 mm ,L=70 mm2、校核鍵聯接的強度 普通平鍵構成靜聯接，因此只需校核輪轂的擠壓強度， 由【2】表2-12，許用擠壓應力p=100120MPa(1) 從動軸齒輪安裝處工作長度 l=L-b=45-10=35mm 擠壓應力 =4×158.774×100057×10×35 (2) 主動軸帶輪安裝處 工

21、作長度 l=L-b=22-6=16 mmK=1.6Tc=254.04NmHL2型彈性套柱銷聯軸器A型普通平鍵45鋼b=16 mm h=10mm L=45 mmb=6mm h=6mm L=22 mmb=10 mm h=8 mm L=70 mmL=35 mm=31.84 MPal=16 mm計算與說明主要結果 擠壓應力 P=4 T1dlh=4×41.35220×6×16=86.15MPa(3)安裝聯軸器處 工作長度 l=L-b=70-8=62 mm 擠壓應力 P= T2dlh=4×158.77432×8×62 以上數值均小于P,故強度滿足

22、IX.軸承的選擇一、 軸承的選擇主動軸不受軸向力，選用深溝球軸承（GB/T 276-93）查【1】表15-3 ，初選軸承代號基本尺寸從動軸： 軸承代號 基本尺寸二、從動軸軸承強度計算1、計算當量動載荷由于軸承只承受徑向載荷，故當量動載荷即為軸承承受的徑向載荷（軸承的支承反力）。此處，兩軸承支承反力相等，查表15-9取 當量動載荷 P=fPFAH2+FAV2=1.1×7352+(-270)2 2、求軸承的實際壽命軸承基本額定動載荷 由機械設計基礎（第4版） 表8-3溫度系數 由表 12-6 壽命指數 深溝球軸承軸承的實際壽命 =10660×117.6×(1×

23、;27000861.3)3軸承預期壽命結論 由于, 故P=86.15MPa l=30 mmP=40.01MPa強度滿足6206d=30mmD=62mmB=16mm6210d=50mmD=90mmB=20mmfP=1.1P=861.3NC=27KNfT=1 =3Lh0=4365855hLh=8年6210軸承可用計算與說明主要結果X.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤滑，同

24、時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為3.機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便. 4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由

25、機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.減速箱體結構設計名稱符號結果箱座壁厚 8箱蓋壁厚1 8箱座凸緣厚度b 12箱蓋凸緣厚度 12箱座底凸緣厚度 20地腳螺釘直徑 16地腳螺釘數目6軸承旁聯接螺栓直徑12

26、箱蓋與箱座聯接螺栓直徑8聯接螺栓d2的間距 l150軸承端蓋螺釘直徑8定位銷直徑6視孔蓋螺釘直徑6，至外箱壁距離22 18 13，至凸緣邊緣距離20 16軸承旁凸臺直徑R116凸臺高度h根據低速軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外箱壁至軸承座端面距離42大齒輪頂圓與內機壁距離8齒輪端面與內機壁距離8箱蓋，箱座肋厚m=6.8軸承端蓋外徑104軸承旁連接螺栓距離104計算與說明主要結果XI.潤滑密封設計一、 齒輪潤滑 齒輪圓周轉速Vc=nD1000×60=54×3.14×470.201000×60 Vc<12ms ,故采用浸油潤滑 單級圓柱齒輪減速器 浸油深度 二、滾動軸承的潤滑 對齒輪減速器當浸油齒輪圓周速度Vc<2ms時，滾動軸承采用脂潤滑 d1n1=30×470.20=14106mmrmin<2×105 mmrmin d2n2=50×1