机械厂装配车间输送带传动装置设计说明

《机械设计基础》课程设计说明书设计题目：机械厂装配车间输送带传动装置设计目录一设计任务书 (1)二传动方案的拟定及说明 (2)三传动设计 (6)四轴的设计计算 (14)五滚动轴承的选择及计算 (21)六键联接的选择及校核计算 (23)七联轴器的选择 (23)八减速器箱体、附件及润滑 (24)九设计小结 (26)十参考资料 (27)一设计任务书1.1 题目：机械厂装配车间输送带传送装置设计1.2 任务：（1）传动装置的总体设计。

（2）传动件及支承的设计计算。

（3）减速器装配图一张，零件图两张。

（4）设计计算说明书编写1.3 传动方案：图（1）传动方案示意图1——电动机2——V带传动3——同轴式双级齿轮减速器4——联轴器5——底座6——传送带鼓轮7——传送带1.4 设计参数：（1）主动滚筒扭矩T= 1200N·m（2）主动滚筒速度V= 0.7m/s（3）主动滚筒直径D= 360 mm1.5 其它条件：（1）机器功用：由输送带传送机器的零部件；（2）工作情况：单向连续运输，轻度振动，环境温度不超过35°C；（3）运动要求：输送带运动速度误差不超过5%；（4）使用寿命：十年，每年350天，每天工作16小时；（5）检修周期：一年小修，二年大修；（6）生产批量：单件小批生产；（7）生产厂型：中型机械厂。

二．传动方案拟定及说明2.1 电动机的选择2.1.1电动机类型和结构型式因为本传动的工作状况是：载荷平稳，单向旋转，所以选用常用的封闭式Y 系列的电动机。

2.1.2 选择电动机容量(1)工作机所需功率P w滚筒牵引力DT F 2==67.666636.012002=⨯ N 工作机所需功率w P7.410008.067.66661000v =⨯==F P w kW 式中： V ---传送速度; D ---滚筒直径; T ---滚筒扭矩 (2) 由电动机至工作机的总效率 ηn ηηηηηη⋅⋅⋅⋅⋅⋅=4321带传动V 带的效率——1η=0.94～0.97取1η= 0.96一对齿轮传动的效率——32ηη===8η0.96～0.98取η= 0.97联轴器的效率——4η=0.99～0.995取4η= 0.99一对滚动轴承的效率——765ηηη===0.98～0.995取η= 0.99∴ 87.097.099.097.099.096.023********=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=ηηηηηηηηη (3) 电动机所需的输出功率d P4.587.07.4===ηwd P P kW 2.1.3 电动机额定转速的选择wb d n i i i n ⋅⋅⋅≈21式中: d n ---电动机转速; I b ---V 带的传动比;1i ---高速齿轮的传动比； 2i ---低速齿轮的传动比; w n ---工作机的转速确定工作机主轴所需转速w n∴12007.495509550⨯=⨯=T p n W w r/min=37.00 r/min 圆柱齿轮减速器传动比 21i i ⋅=9～36推荐V 带传动比b i =2～42.1.4 确定电动机的型号选择电动机型号为Y132M2-6型，其额定功率为5.5kW ，满载转速960r/min ，额定转矩2.0kN ·m ，最大转矩2.2kN ·m ，同步转速1000r/min 。

型号 尺 寸 Y132m2-6 HABCDEF ×GDGAD AC HDL132 216 140 8938 8010×833 210 135 315 4752.2 总传动比的确定及各级传动比的分配2.2.1 理论总传动比'i95.2537960'≈==w m n n i 2.2.2 各级传动比的分配(1)V 带传动的理论传动比'v i初取=b i ' 2.88(2)两级齿轮传动的传动比,由于是同轴式布置，故i 1= i 2；988.295.25''''21===⋅b i i i i 2.3 各轴转速，转矩与输入功率2.3.1 各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为Ⅰ轴，中间轴为Ⅱ轴， 低速轴为Ⅲ轴，联轴器为IV 轴(1)电动机960==m d n n r/min(2)Ⅰ轴33.33388.2960''===b d i n n Ⅰ r/mim (3)Ⅱ轴11.111333.333'''1===I i n n Ⅱ r/min (4)Ⅲ轴04.37311.111'''2===∏i n n Ⅲ r/min 2.3.2 各轴的输入功率(1)电动机5.5=ed P kW (2)Ⅰ轴28.596.05.51=⨯==ηⅠedP P kW (3)Ⅱ轴07.597.099.028.552=⨯⨯==IηηⅡP P kW (4)Ⅲ轴63ηηⅢ∏=P P 87.497.099.007.5=⨯⨯= kW(5)工作轴77.499.099.087.474=⨯⨯==ηηⅢP P wkW2.3.3 各轴的理论转矩(1)电动机9605.595509550⨯=⨯=m ed d n P T = m N ∙71.54 (2)Ⅰ轴33.33328.595509550⨯==II I nP T 27.151= N ·m(3)Ⅱ轴11.11107.59550'9550⨯==I I I I I I n P T 77.435=N ·m (4)Ⅲ轴04.3787.49550'9550⨯==I I I I I I I I I n P T =63.1255N ·m 2.3.4各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min ）输入功率（kw ） 输入转矩(N ·m) 传动比电动轴9605.554.712.88第I 轴 333.33 5.28 151.273第II 轴 111.11 5.07 435.773第III 轴 37.04 4.87 1255.63三、传动设计3.1 带传动设计3.1.1 原始数据电动机功率——5.5=d P kw 电动机转速——960=d n r/min V 带理论传动比——='b i 2.88 3.1.2 设计计算（1） 确定计算功率P caP ca =K A ·P d根据每天工作16小时，工作机为带式运输机，查得工作系数K A =1.2 P ca =K A ×P d =1.2×5.5= 6.6 kw （2）选取普通V 带带型根据P ca ，n d 确定选用普通V 带A 型。

（3）确定带轮基准直径 d d1和d d2a. 初选小带轮基准直径1d d =125mmb ．验算带速 5m/s< V <20m/s 28.610006096012510006011=⨯⨯⨯=⨯=ππn d v d m/s5m/s<V<25m/s 带的速度合适。

c. 计算d d2 d d236012588.21=⨯=⋅=d d i mm （4）确定普V 带的基准长度和传动中心距根据0.7（d d1+d d2）< a 0< 2（d d1+d d2） 339.5mm< a 0<970mm 初步确定中心距 a 0 = 650mmL d ’ =0212210422a )d d ()d d (a d d d d -+++π=6504)125360()360125(265022⨯-+++⨯π=2082.69mm 取L d = 2000 mm 计算实际中心距mm L L a a d d 345.6912200069.208265020=-+='-+=圆整后取a=690mm 。

（5）验算主轮上的包角1α()︒⨯--︒=3.57180121a d d d d α=()︒≥︒≈︒⨯--︒901606903.57125360180∴ 主动轮上的包角合适（6）选取V 带的根数ZLcaK K P P P Z α)(00∆+=P 0 —— 基本额定功率 查表得P 0=1.3816kW∆P 0——额定功率的增量 查表得 ∆P 0=0.09kW αK ——包角修正系数 查表得αK =0.95L K ——长度系数 查表得L K =1.03∴L ca K K P P P Z α)(00∆+≥=44.16.6 =4.58取Z=5根（7）计算预紧力 F 02min 0)15.2(500)(qv K Zv P F ca +-=αq ——V 带单位长度质量 查表得q=0.10 kg/m()2min 0)15.2(500qv K Zv P F ca +-=α=228.61.0)195.05.2(28.656.6500⨯+-⨯=175.42 N应使带的实际出拉力()m in 00F F >（8）计算作用在轴上的压轴力F P()2160sin42.175522sin 210min 0︒⨯⨯⨯==αF Z F v P =1727.55 N 3.1.3带传动主要参数汇总表带型LdmmZd d1 mm d d2 mma mmF 0 NF P NA20005 125 360 690 175.42 1727.553.2 确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径dd1=125mm 采用实心式结构。

大带轮基准直径dd2=360mm ，采用孔板式结构。

3.3 高速级齿轮传动设计 3.5.1原始数据输入转矩——I T =51027.151⨯ N ·mm小齿轮转速——I n =333.33 r/min 齿数比——u=3=i 3.5.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料：45 Cr 调质处理 硬度为280HBS 接触疲劳强度极限6001lim =H σMPa 弯曲疲劳强度极限5001=FE σ Mpa 大齿轮材料：45号钢调质处理 硬度为240HBS 接触疲劳强度极限5502lim =H σ MPa 弯曲疲劳强度极限3802=FE σ Mpa4初选小齿轮齿数221=Z 大齿轮齿数Z2 = Z1i ⋅= 22×3=66 5初选螺旋角︒=14β二 按齿面接触强度设计 计算公式：[]321112⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⋅≥H HE d t t Z Z u u T K d σεφα mm1． 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数8.1=t K小齿轮传递的转矩51105127.1⨯==I T T N ·mm齿宽系数0.1=d φ材料的弹性影响系数 8.189=E Z Mpa1/2 区域系数433.2=H Z636.1cos )]11(2.388.1[21=+-=βεαz z应力循环次数24000133.333606011⨯⨯⨯==at n N 8108.4⨯=8812106.13108.4⨯=⨯==i N N 接触疲劳寿命系数94.01=HN K98.02=HN K接触疲劳许用应力取安全系数1=H SMPaS K H HN H 564160094.0][1lim 11=⨯=⋅=σσMPaS K H HN H 539155098.0][2lim 22=⨯=⋅=σσMPaH H H 5.55125395642][][][21=+=+=σσσ2． 计算（1）试算小齿轮分度圆直径t d 1321)][(12HE H d t t Z Z u u T K d σεφα⋅⋅+⋅≥I 325)5.5518.189433.2(313636.111027.81518.12⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯==67.76mm（2）计算模数m nt99.22214cos 76.67cos 11=︒⨯=⋅=Z d m t n β3=n m 取三 几何尺寸计算 1 计算中心距阿a()βcos 221nm z z a +==136.04mma 圆整后取136mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角β()am z z n2arccos21+=β=13°55’50”3 计算大小齿轮的分度圆直径d 1、d 2 ==βcos 11nm z d 68.04mm ==βcos 22nm z d 204.12mm4 计算齿轮宽度b04.6811⨯==d b d φ=68.04mm 取b2=68mmb1=b+(5～10)mm=(73～78)mm ， 取b1=75mm ； 5 计算齿顶圆和齿根圆直径mmm d d mm m d d mm m d d mm m d d n f n f n a n a 62.1965.254.605.212.210204.74222112211=-==-==+==+=四 校核齿根弯曲疲劳强度 YFS1=4.1，YFS2=4.0校核大小齿轮的弯曲强度.[]σφσ132321167.4132211512708.122FH adF P MmZ KT≤=⨯⨯⨯⨯==[]σσσ2121265.401.40.467.41FH FS FS F F P YY M ≤=⨯==3.4 低速级齿轮传动设计3.4.1原始数据输入转矩——ⅡT =5103577.4⨯ N ·mm 小齿轮转速——Ⅱn =111.11 r/min 齿数比——u =3'=i 3.6.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料：40 Cr 调质处理 硬度为280HBS 接触疲劳强度极限6003lim =H σMPa 弯曲疲劳强度极限5003=FE σ Mpa 大齿轮材料：45号钢 调质处理 硬度为240HBS 接触疲劳强度极限5504lim =H σ MPa 弯曲疲劳强度极限3804=FE σ Mpa4初选小齿轮齿数223=z 大齿轮齿数z 4= z 3'h i ⋅= 22×3=66 5初选螺旋角︒=14t β 二 按齿面接触强度设计 计算公式：[]32312⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⋅≥∏H HE d t t Z Z u u T K d σεφα mm 1. 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数8.1=t K小齿轮传递的转矩5103577.4⨯=∏T N ·mm 齿宽系数1=d φ 材料的弹性影响系数 8.189=E Z Mpa 1/2 区域系数433.2=H Z 636.1cos )]11(2.388.1[21=+-=βεαz z 应力循环次数at n N 2360=8106.1⨯=78341033.53106.1⨯=⨯==i N N接触疲劳寿命系数98.03=HN K 99.04=HN K 接触疲劳许用应力取安全系数1=H SMPa S K H HN H 588160098.0][3lim 33=⨯=⋅=σσMPa S K H HN H 5.544155099.0][4lim 44=⨯=⋅=σσMPaH H H 25.56625.5445882][][][43=+=+=σσσ 2. 计算（1）试算小齿轮分度圆直径t d 1323)][(12HE H d t t Z Z T K d σεφα⋅⋅+⋅≥∏μμ 325)25.5668.189433.2(313636.11103577.48.12⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯==94.74mm（2）计算模数m nt5m 18.4cos n 33==⋅=取z d m t n β三 几何尺寸计算1 计算中心距amm m z z a n 73.22614cos 25)6622(cos 2)(43=︒⨯+=+=β将a 圆整为227mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角β"57'15142)z z (arccos43 =+=am nβ3 计算大小齿轮的分度圆直径d 3、d4 =⨯=="57'1514cos 5`22cos z 33 βn m d 113.52mm =⨯=="57'1514cos 566cos z 44 βn m d 340.56mm 4 计算齿轮宽度b52.11313⨯==d b d φ=113.52mm 圆整后 114b 4=mm =3b 120mm5 计算齿顶圆和齿根圆直径mmm d d mm m d d mm m d d mm m d d n f n f n a n a 06.3285.202.1015.256.350252.123222112211=-==-==+==+=四 校核齿根弯曲疲劳强度 YFS1=4.1，YFS2=4.0校核大小齿轮的弯曲强度.[]σφσ13232112652214357708.122FH dF P M mZ KT≤=⨯⨯⨯⨯==[]σσσ212123.251.40.426FH FS FS F F P YY M ≤=⨯==3.5 齿轮结构小齿轮采用齿轮轴，大齿轮齿顶圆直径大于160mm而小于500mm，故采用腹板式。