机械设计课程设计--带式输送机传动装置

机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置目录一、课程设计任务书1.1设计要求二、传动装置运动学计算2.1电动机的选择2.2确定总传动比、分配传动比2.3计算各轴功率、转速和扭矩三、带传动设计3.1选择带的剖面型号3.2计算带传动的主要尺寸和带的根数四、齿轮传动计算4.1选择齿轮材料4.2计算和确定齿轮传动的主要参数4.3确定齿轮的结构和主要尺寸五、轴的设计计算5.1轴的初步计算5.2轴的结构设计5.3轴的强度计算六、联轴器选择七、键的选择、计算八、滚动轴承选择计算九、减速器结构设计9.1确定箱体的结构和主要尺寸9.2减速器附件的选择9.3减速器主要零件配合性质的确定十、减速器的润滑10.1润滑方式的确定10.2选择润滑牌号10.3确定润滑油量十一、设计心得十二、参考资料11一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1——V带传动2——运输带3——单级斜齿圆柱齿轮减速器4——联轴器5——电动机6——卷筒原始数据：运输带工作拉力F/N4200运输带工作速度v/(m/s) 1.9卷筒直径D/mm4501)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差±5%；6）制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量生产。

1.1设计要求1.减速器装配图一张（A1）。

2.零件图1~2张。

3.设计说明书一份。

二.传动装置运动学计算本组设计数据：数据：运输带工作拉力F/N4200运输带工作速度v/(m/s) 1.9卷筒直径D/mm4501）外传动机构为V带传动。

2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器3)方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。

原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

2.1电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，额定电压380V。

2）选择电动机的容量工作机的有效功率为vP w F =kwv P w 98.7F ==从电动机到工作机传送带间的总效率为543221ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=∑867.0=∑η由《机械设计课程设计手册》表1—7可知：1η：V 带传动效率0.96；2η：滚动轴承效率0.99（球轴承）；3η：齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动）；4η：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）；5η：卷筒传动效率0.96；所以电动机所需工作功率为kw P P wd2.9==∑η3）确定电动机转速按表13—2推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速器传动比20~6'=∑i 而工作机卷筒轴的转速为min/68.80100060r Dvn w =⨯=π所以电动机转速的可选范围为min)6.1613~08.484(min 68.80)20~6('r r n i n w d =⨯==∑符合这一范围的同步转速有750min r 和1000r/min 两种。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000min r 的电动机。

根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计手册》表12—1选定电动机型号为Y160L-6。

其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩Y160L-611970 2.0 2.0电动机的主要安装尺寸和外形如下表：2.2确定总传动比∑i 、分配传动比中心高外型尺寸L ×（AC/2+AD ）×HD底脚安装尺寸A ×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D ×E 装键部位尺寸F ×GD 132475×345×315216×1401238×8010×38.018(1).总传动比∑i 为02.12==∑wm n n i (2).分配传动比III ∑=i i i 考虑润滑条件等因素，初定3=I i 4=II i 2.3计算各轴功率、转速和扭矩1).各轴的转速I 轴min 970r n n m ==I II 轴min 3.323r i n n ==IIII III 轴min 8.80r i n n ≈=IIII III卷筒轴min8.80r n n w ==III 2).各轴的输入功率I 轴kwP P d 2.9==I II 轴kwP P 74.821==I II ηηIII 轴kwP P 39.823==II III ηη卷筒轴kwP P 22.824卷==III ηη3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩d T 为mmN n P T md d ⋅⨯=⨯⨯=461006.91055.9I 轴mmN T T d ⋅⨯==I 41006.9II 轴mmN i T T ⋅⨯==I I II 5211058.2ηηIII 轴mmN i T T ⋅⨯==II II III 5231091.9ηη卷筒轴mmN T T ⋅⨯==III 524卷1071.9ηη将上述计算结果汇总与下表，以备查用。

轴名功率P/kw 转矩T/(N·mm)转速n/(r/min)传动比i 效率ηI 轴9.241006.9⨯97030.95II 轴8.7451058.2⨯323.340.96III 轴8.3951091.9⨯80.0810.98卷筒轴8.2251071.9⨯80.08三、带传动设计电动机输出功率kwP d 2.9=，转速min 9701r n n m ==，带传动传动比i=3，每天工作16小时。

3.1选择带的剖面型号1).确定计算功率caP 由《机械设计》表4.6查得工作情况系数1.1=A K ，故kwP K P d A ca 12.10==2).选择V 带类型根据ca P ，1n，由《机械设计》图4.11可知，选用A 型带3.2计算带传动的主要尺寸和带的根数1).确定带轮的基准直径1d d 并验算带速(1).初选小带轮基准直径1d d 由《机械设计》表4.4，A 型带轮的最小基准直径为75mm，选取小带轮的基准直径mmmm d d 751061≥=，而mm H d d 10021=<，其中H 为电动机机轴高度，满足安装要求。

(2).验算带速vsm n d v d 38.510006011=⨯=π因为s m v s m 255<<，故带速合适。

(3).计算大带轮的基准直径mmd i d d d 31812==I 根据《机械设计》表4.4，选取mm d d3202=，则传动比02.312==I ddd d i从动轮转速min 2.32112r i n n ==I2).确定V 带的中心距a 和基准长度dL (1).由式)(2)(7.021210d d d d d d a d d +≤≤+得8522.2980≤≤a ，取mma 7500=(2).计算带所需的基准长度dL mma d d d d a L d d d d d 1.21844)()(2202012210=-+++=π由《机械设计》表4.2选取V 带基准长度mm L d 2250=(3).计算实际中心距ammL L a a dd 95.78220=-+=mm L a a d 5.81703.0max =+=mmL a a d 25.716015.0min =-=3).验算小带轮上的包角1α9034.1643.57)(180121>≈--=ad d d d α4).计算带的根数z(1)计算单根V 带的额定功率r P 由mm d d 1061=和min 9701r n =，查《机械设计》表4.5得kwP 16.10=根据min 9601r n =，3=I i 和A 型带，查《机械设计》表4.7得kwP 26.00=∆查《机械设计》表4.8得98.0=αK ，查表4.2得25.1=L K ，于是kwK K P P P L r 74.1)(00=⋅⋅∆+=α(2)计算V 带的根数z6816.574.112.10≈===r ca P P z 取6根。

5).计算单根V 带的初拉力的最小值min0)(F 由《机械设计》表4.1得A 型带的单位长度质量m kg q 1.0=，所以Nqv zvK P K F ca246)5.2(500)(2min 0=+-=αα应使带的实际初拉力min 00)(F F >。

6).计算压轴力p F 压轴力的最小值为NF z F p 48.29242sin)(2)(1min 0min ==α7).带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为15mm，取带轮宽为38mm。

四、齿轮传动计算4.1选择齿轮材料1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数。

(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

(2)运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，故选用8级精度。

(3)材料选择。

由《机械设计》表6.1大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS,260HBS,二者材料硬度差为40HBS。

(4)选小齿轮齿数241=z ，则大齿轮齿数9612==II z i z (5)初选螺旋角β=14°4.2计算和确定齿轮传动的主要参数(1)设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

(2)按齿面接触疲劳强度设计。

321)][(12HH E d t Z Z Z Z u u KtT d σψβε±≥确定式中各项数值：因载荷较平稳，初选t K =1.5mmN n P T ⋅⨯=⨯=II5261058.21055.9由《机械设计》表6.5，取1=d ψ.0由《机械设计》表6.3查得材料的弹性影响系数MPa z E 8.189=由《机械设计》图6.19，查得43.2=H z 一般取Z ε=0.75～0.88，因齿数较少，所以取8.0=εz 99.0cos ==ββz 由式（6-12），8211045.78300823.3236060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N N882121086.141045.7⨯=⨯==i N N N由图6.6查得，97.01=HN K ,96.02=HN K 按齿面硬度查图6.8得MPa H 6001lim =σ，MPa H 5602lim =σ，取1min =H S ；MPa MPa SK HN H 58260097.0][1lim 11=⨯==σσMPa MPa SK HN H 6.53756096.0][2lim 22=⨯==σσ取MPaH 5602/)6.537582(][=+=σ设计齿轮参数mmmm Z Z Z Z u u T K d HH E d t t 4.74)56099.08.08.18943.2(41412580005.12)][(12323211=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=±≥σψβε修正t d 1：sm s m n d v t /26.1/1000603.3234.7414.310006021=⨯⨯⨯=⨯=π由表6.2查得，00.1=A K 由图6.10查得，03.1=v K 由图6.13查得，05.1=βK 一般斜齿圆柱齿轮传动取，4.1~1=αK ，此处2.1=αK 则30.12.105.103.100.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K V A mm mm K K d d t t 9.705.130.14.743311=⨯==mm mm z d m n 87.22414cos 9.70cos 11=︒⨯==β选取第一系列标准模数mmm n 3=按齿根弯曲强度设计：由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为：3)][(2211F Sa Fa d Y Y z KT m σψ∙≥确定公式内的各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限为MPa FE 5001=σ，大齿轮为MPaFE 3802=σ弯曲疲劳寿命系数94.01=FN K ，9.02=FN K 取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由式（10-12）得，[F σ]1==SK FE FN 11σ0.94×500/1.4=335.7MPa [F σ]2==SK FE FN 22σ0.9×380/1.4=244.3MPa 计算载荷系数K=1×1.05×1×1.4=1.47由表10-5查得65.21=Fa Y ，22.22=Fa Y 58.11=sa Y ，77.12=sa Y 计算大、小齿轮的][F saFa Y Y σ并加以比较。