1、帶式輸送機傳動裝置的設計目 錄機械設計課程設計計算說明書1. 一、課 程 設 計 任 務 書1 二、摘要和關鍵詞22.一、傳動方案擬定3各部件選擇、設計計算、校核二、電動機選擇3三、計算總傳動比及分配各級的傳動比5四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算6五、傳動零件的設計計算7六、軸的設計計算10七、滾動軸承的選擇及校核計算14八、鍵聯(lián)接的選擇15九、箱體設計15十、潤滑與密封16十一、設計小結16計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定（1） 工作條件：運輸機工作平穩(wěn)，單向運轉，單班工作，使用期限8年，大修期3年。允許輸送帶速度誤差為±。（2）原始數(shù)據(jù)：運輸帶拉力F= 3000N；輸送帶速度V=1

2、.0m/s ；滾筒直徑D=250mm 。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶×2軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒=0.94×0.992×0.98×0.99×0.97=0.87(2)電機所需的工作功率：Pd=FV/（1000總）=3000×1.0/（1000×0.87）=3.45KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.0/（×250）=76.3r

3、/min按手冊推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ic=37。取V帶傳動比Iv=24，則總傳動比理時范圍為I總=628。故電動機轉速的可選范圍為nd=I總×n筒nd=（628）×76.3=458.42139.2r/min符合這一范圍的推薦同步轉速有1000 r/min。、和1500r/min。表2.1查出有三種適用的電動機型號、如下表電動機型號額定功率滿載轉速電動機軸伸出端電動機軸伸出端電動機外形尺寸/kWr/min直徑/mm安裝長度/mm長×寬×高/mmY112M-44144028j660400×245×265Y

4、132M1-6496038k680515×280×3154、確定電動機型號根據(jù)以上表選用的電動機類型，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：電動機Y132M1-6因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。電動機Y112M-4適中。故選擇電動機型號Y112M-4。其主要性能：額定功率：4KW，滿載轉速1440r/min，三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1440/76.3=18.852、分配各級偉動比（1） 據(jù)指導書P7表1，取齒輪i帶=3（V帶傳動比I1=24合理）（2） i總=i齒輪

5、5;i帶i齒輪=i總/i帶=18.85/3=6.29四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/min）n電機=1440r/minnI= n電機/i帶=1440/3=480(r/min)nII=nI/i齒輪=417.39/6.29=76.3(r/min)2、 計算各軸的功率（KW）PI=Pd×帶=3.45×0.94=3.243KWPII= PI×軸承×齒輪×聯(lián)軸器=3.243×0.99×0.98×0.99=3.146KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）Td=9550×Pd / n電機=9550

6、×3.45/1440=22.88N.mTI= 9550×PI/ nI=9550×3.243/480=64.52N·mTII= 9550×PII/ nII=9550×3.146/76.3=393.77N.m五、傳動零件的設計計算1.確定計算功率PC由課本表8-7得：kA=1.1Pca=KAPd=1.1×3.45=3.795KW2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n電機由課本圖8-10得：選用A型3. 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v。1）初選小帶輪的基準直徑dd1由課本表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。2）驗

7、算帶速v。按課本式（8-13）驗算帶的速度v=dd1n電機/（60×1000）=×90×1440/（60×1000）=6.68m/s在5-30m/s范圍內，帶速合適。3）計算大齒輪的基準直徑。根據(jù)課本式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑dd2dd2=i帶·dd1(1-)=3×90×（1-0.02）=264.6mm由課本表8-8，圓整為dd2=280mm4.確定帶長和中心矩1）根據(jù)課本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由課本式（8-22）計算帶所需的基準長度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1

8、) 2/（4a0）=2×500+3.14×（90+280）/2+（280-90）2/（4×500）1598.95mm由課本表8-2選帶的基準長度Ld=1600mm按課本式（8-23）實際中心距a。aa0+（Ld- Ld0）/2=500+（1600-1598.95）/2=501mm5.驗算小帶輪上的包角11=1800-（dd2-dd1）×57.30/a=1800-（280-90）×57.30/501=158.30>900（適用）1. 確定帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率pr。由dd1=90mm和n電機=1440r/min根據(jù)課本表8-4

9、a得P0=1.064KW根據(jù)n電機=1440r/min，i帶=3和A型帶，查課本表（8-4b）得P0=0.17KW根據(jù)課本表8-5得Ka=0.925根據(jù)課本表8-2得KL=0.99 ，于是Pr=（P0+P0）×Ka×KL=（1.064+0.17）×0.945×0.99=1.154kw2)計算V帶的根數(shù)z。z=PCa/Pr=3.795/1.154=3.29 圓整為4根7.計算單根V帶的初壓力的最小值(F0)min由課本表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以：(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /Kazv +qV2=500

10、15;（2.5-0.945）×3.795/（0.945×4×6.68）+0.1×6.682N=121.32N應使帶的實際初拉力F0>(F0)min。8.計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=2×4×121.32×sin（158.3°/2）=953.21N綜上可知帶傳動的設計參數(shù)如下：選用A型V帶傳動比i帶=3帶數(shù)Z=4V帶額定功率Pr=1.154KW帶速：v=6.68m/s基準直徑：dd1=90mm，dd2=280mm2、齒輪傳動的設計計算1選定齒輪材料及精度等級

11、及齒數(shù)1）機器為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。2）材料選擇。由表課本表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調制），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS。3）選小齒輪齒數(shù) z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=24×6.29=150.96，取151。2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（10-9a）d12.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3(1)確定公式內的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)Kt=1.32） 計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55×105×PI/nI=95.5×105×3.2

12、43/480=64520N·mm3)由課本表10-7選取齒款系數(shù)d=14)由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/25)由課本圖 10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim 1=600MPa；打齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim 2=550MPa；6）由課本式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)NLN1=60nIjLh=60×480×1×(8×300×8)=5.53×108N2=NL1/i齒=5.53×108/6.29=0.88×108 7）由圖課本10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K

13、HN1=0.93 KHN2=0.988）計算解除疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.0H1= KHN1Hlim1/S=0.93×600/1.0Mpa=558MpaH2= KHN2Hlim2/S=0.98×550/1.0Mpa=539Mpa(2)計算1）試算小齒輪分度圓直徑dd1，代入H較小的值dd12.32(KtT1(u+1)ZE2/duH2)1/3=2.32×1.3×6.452×104×（6.29+1）×189.82/(6.29×5392) 1/3=53.194mm2)計算圓周速度v。v=dd1 nI

14、/（60×1000）=3.14×53.194×480/（60×1000）=1.34m/s因為m/s，故取級精度合適。3）計算齒寬b。b=dd1t=1×53.194mm=53.194mm 4） 計算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù)：m t =d1t/Z1=53.194/24=2.216mm齒高：h=2.25m t =2.25×2.216=4.99mmb/h=53.194/4.99=10.665） 計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.34m/s，8級精度，由課本圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.06；直齒輪，KHa=KFa=1.316由課本表10-2查得

15、KA=1由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.316由b/h=10.67，KH=1.316查課本表10-13得KF=1.28：故載荷系數(shù)K=KA×KV×KHa×KF=1×1.06×1×1.316=1.4086)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由課本式（10-10a）d1= d1t(K/Kt) 1/3=53.194 ×(1.408/1.3) 1/3=54.628mm7)計算模數(shù)m：m=d1/z1=54.628/24=2.28mm3.按齒根彎曲強度設計由課本式（10-5）得彎曲強度的

16、設計公式 m2KT1YFaYSa/(dz12F) 1/3（1） 確定公式內的各計算數(shù)值1）由課本圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380MPa2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.92 KFN2=0.983)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本式（10-12）得F1= KFN1FE1/S=0.92×500/1.4=328.57MPaF2= KFN2FE2/S=0.98×380/1.4=266MPa4)計算載荷系數(shù)K K=KA×KV×KFa×KF=1

17、×1.06×1×1.28=1.36585)取齒形系數(shù)。由課本表10-5查得 YFa1=2.65 YFa2=2.146） 查取應力校正系數(shù)由課本表10-5查得 YSa1=1.58 YSa2=1.837） 計算大、小齒輪的YFa YSa/FYFa1 YSa1/F1=2.65×1.58/328.57=0.01274YFa2 YSa2/F2=2.226×1.83/266=0.01472大齒輪的數(shù)值大。8)設計計算 m2×1.3568×64520×0.01472 /(1×242) 1/3=1.648mm對比計算結果

18、，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)m的大小重腰取決于彎曲強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.648并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度的的分度圓直徑d1=53.194mm，算出小齒輪的齒數(shù)z1=d1/m=53.194/2=27mm大齒輪的齒數(shù)z2=6.29×27=169.83 取z2=170這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 d1= z1m=27×2=54mm d2= z2m=170&

19、#215;2=340mm（2）計算中心距 a=（d1+ d2）/2=（54+340）/2=197mm（3）計算齒輪寬度 b=d d1=1×54=54mm取B2=54mm ，B1=59mm下圖為大齒輪的結構圖：綜上可知，齒輪的設計參數(shù)如下：小齒輪分度圓直徑：d1=54mm大齒輪分度圓：d2=340mm中心距a=197mm小齒輪齒寬：B1=59mm大齒輪齒寬：B2=54mm模數(shù)m=2六、軸的設計計算軸的設計計算1、 兩軸上的功率P、轉數(shù)n和轉矩由前面的計算已知：PII=3.146kwnII=76.3r/minTII=393770N·mmPI=3.243 kwnI=480 r/m

20、inTI=64520 N·mm2、求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑為d2=340mmFtII=2TII/d2=2×393770/340=1158.15NFrII= FtIItan20°=1158.15×0.3642=421.78N因已知高速小齒輪的分度圓直徑為d1=54mmFtI=2TI/d1=2×64520 /54=1194.81NFrI=FtItan20°=1194.81×0.3642=435.15N3、初步確定軸的最小直徑 先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)課本

21、表15-3，取A0=112，于是得dminII= A0（PII/ nII）1/3=112×（3.146/76.3）1/3=38.69mmdminI= A0（PI/ nI）1/3=112×（3.243/480）1/3=21.17mm4、低速軸聯(lián)軸器的選擇為了使所選低速軸的最小直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故選聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KATII,查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3，則Tca= KATII=1.3×393770=511901N·mm按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查機械設計手冊，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器

22、，其公稱轉矩為630000 N·mm。聯(lián)軸器的孔徑d1=40mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm。A、 低速軸的結構設計（1） 選擇軸的材料 選軸的材料為45號鋼，調質處理。查課本表15-1可知：B=640Mpa,s=355Mpa, 許用彎曲應力-1=60Mpa（2）軸上零件的周向定位單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。大齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位。（3）、確定各段軸的直徑根據(jù)軸各段的直徑確定原則，

23、軸段1處為軸的最小直徑，將估算軸d=40mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配；軸段2要考慮聯(lián)軸器的定位和安裝密封圈的需要，故D2=45mm，軸三安裝軸承，故D3=50mm；軸段4用于安裝齒輪，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大于d3，取d4=55mm；齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定；軸段6應與段3同樣的直徑為D6=50mm。（4）、軸承的選擇初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6210，其尺寸d×D&

24、#215;B=50mm×90mm×20mm。軸承寬度B=20,最小安裝尺寸D=57,故軸環(huán)直徑取d5=57mm.(5）確定軸各段長度 為保證大齒輪的固定的可靠性，取軸段4的長度應該稍微短于齒輪的寬度，故L4=50mm；根據(jù)軸環(huán)寬度可取軸段5長度L5=10mm；據(jù)軸承內圈寬度B=20mm，箱體內壁至軸承端面距離為10mm，可取取L6=32mm，因為兩軸承相對齒輪對稱，取軸段L3=(10+32)=42mm；為保證聯(lián)軸器不與軸承箱體和軸承端蓋的尺寸沖突而去定軸段2的長度， 查取L2=50mm；根據(jù)聯(lián)軸器軸孔選長度L1=84mm故全軸長為L=84+50+42+50+22+20=26

25、8mm（6）、兩軸承之間的跨距L 因為深溝球軸承的支反力作用點在軸承寬度的中點，故兩軸承之間的跨距L=(50+22+20+42-20)=114mm。B.高速軸的設計1、選擇軸的材料 確定許用應力選軸的材料為45號鋼，調質處理。查課本表15-1可知：B=640Mpa,s=355Mpa, 許用彎曲應力-1=60Mpa因為dminI=21.17mm，考慮鍵槽的影響以系列標準，取d=22mm2.高速軸的結構設計下圖為高速軸的簡圖：（1）確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置。小齒輪直徑較小，可做成齒輪軸。兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸

26、通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位。小齒輪的兩端設置軸肩給擋油環(huán)定位。(2)確定軸各段的直徑 軸段1的直徑為軸的最小直徑，故選定D1=d1=22mm；軸段2要考慮到密封圈的安裝需要，選擇D2=30mm；軸段3為安裝軸承，為便于安裝應取D3>D2，且與軸承內徑標準系列相符，取D3=35mm（其中選擇軸承型號為6207，其尺寸為：d×D×T=35mm×72mm×17mm，安裝尺寸為42mm）；軸段4在小齒輪兩側對稱設置的兩軸肩處直徑為D4=40mm，故取D5=42mm，軸段5安裝軸承，應與段3同樣的直徑，故選D5=35mm（3）、確定個軸段的長度 軸段4考慮到

27、給擋油環(huán)定位，根據(jù)草圖，可設計L4=83mm；考慮箱體內壁到軸承端面的距離和軸承的型號，可設計軸段5長度：L5=30mm；則同理，軸段3安裝軸承，故軸段3長度L3=30mm；考慮到軸承蓋螺釘?shù)难b拆空間，取L2=50mm；根據(jù)安裝的帶輪的需要，取L1=65全軸長為L總=65+50+30+83+30=258mm（4）、兩軸承之間的跨距L=83+30+30-17=126mm(5)按彎矩復合強度計算因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB= L/2=126/2=63mm的設計計算2、 高速軸上的功率P、轉數(shù)n和轉矩1)繪制軸受力簡圖（如圖a）2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=F r

28、I/2=435.15/2=217.58NFAZ=FBZ=F tI/2=1194.81/2=597.41N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAy LA =217.58×63=13707.54N·mm截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZ LB =597.41×63=37636.83N·mm(4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=（13707.542+37636.832)1/2=40055.31N·mm(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55×（PI/nI）×106= T

29、I=64520 N·mm(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=40055.312+(0.6×64520)21/2=55705.00N·mm(7)校核危險截面C的強度caI=MC2+(T)21/2/W = 55705.00/0.1d33=53028.17/0.1×353=13.00MPa< -1=60MPa（按前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由課本表15-1查得-1=60MPa。）該軸強度足夠。七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命8

30、15;300×8=19200小時1、計算高速軸承（1）已知nI=480r/min (2)計算當量載荷P1、P2（3）選擇軸承型號為6207根據(jù)課本P321表（13-6）取f P=1.5根據(jù)課本P320（13-9）式得PI=fPxFr1=fPx FAY =1.5×(1×217.58)=326.37N(3)軸承壽命計算深溝球軸承=3Lh=106(ftCr/P)/60n根據(jù)手冊得6207型的Cr=25500NLh1=106(ftCr/ PI)3/60n =106×1×22500/326.37 3/60×480=1.14×107h&

31、gt;19200h預期壽命足夠八、鍵聯(lián)接的選擇根據(jù)軸徑的尺寸，由課本表6-1可選擇高速軸與V帶輪聯(lián)接的鍵為：平鍵b×h=6×6，長度系列L=40 GB1096-79大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 b×h=14×9長度系列L=36 GB1096-79軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵b×h=12×8長度系列L=63 GB1096-79九、箱體設計名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212連接螺栓d2的間距 l 150軸承端蓋螺釘直徑d38定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C126, 22, 18df，d1 d2至凸緣邊緣距離C224, 20，16軸承旁凸臺半徑R114箱座高度H 230外機壁至軸承座端面距離l1 60大齒輪頂圓與內機壁距離112齒輪端面與內機壁距離2 12機蓋、機座肋厚m1 ,m8， 8軸承旁聯(lián)接螺栓距離s盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2十、潤滑與密封1.