带式输送机传动系统的设计.docx

设计说明书

带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计
课程设计任务书

内
容
及
任
务

一、带式输送机传动系统简图

二、原始数据
带最大有效拉力F/N
带速v（m/s）
滚筒直径D/mm
2500
1.5
450
三、工作条件
带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作荷载较平稳；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2-3年，中批量生产；输送带工作速度v的允许误差为±5%，三相交流电源的电压为380/220V。
三、设计任务
1、设计计算说明书一份，内容包括：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。
2、A1装配图一张、零件图A3或A4一张。
参考
资料
[1] 刘扬 王洪主编.《机械设计基础》.清华大学出版社.2010年8月
[2] 王洪 刘扬主编.《机械设计课程设计》北京交通大学出版社 2010年2月
指导教师（签字）： _ 2013年 7 月 日
系主任 （签字）： 2013年 7 月 日

设计计算及说明
结果
1、设计任务
设计任务如图1.1所示，为用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作荷载较平稳；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2-3年，中批量生产；输送带工作速度v的允许误差为±5%，三相交流电源的电压为380/220V。
已知数据：
运输带的最大有效拉力：F=2500N
带速：v=1.5m/s
滚筒直径:D=450mm

图1—1 带式输送机传动系统简图
1—电动机；2—联轴器；3—单级柱齿轮减速器；4—链传动；5—滚筒；6—运输带
2、传动方案分析
合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。
本传动装置传动比不大，采用二级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台单级直齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。
为了估计传送装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算输送机滚筒的工作转速nw ,即：

3、选择电动机
3.1、选择电动机类型和结构形式
根据电源种类（直流或交流）、工作条件（环境、温度等）、工作时间的长短（连续或间歇）及荷载的性质、大小、起步性能和过载情况等条件，从而选用一般采用的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。
3.2、电动机容量的选择
由于带传动所传递的功率为，故工作机所需要的有效功率为=kw=3.75kw。
则电动机的输出功率（kw），其中为传动装置的总效率，按公式进行计算。
式中：开式滚子链传动效率=kw
查表可知，满足条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率应取为 5.5kw。
3.3、选择电动机的转速
根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为

现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案比较，查得电动机数据:
电动机数据及总传动比
方案
电机型号
额定功率(kw)
电动机转速(r/min)
总传动比
外伸轴径D/mm
轴外伸长度E/mm
同步
满载
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
22.6
38
60
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
15.1
38
80

比较两种方案，方案1选用的电动机使总传动比较大。为使传动装置结构紧凑，选用方案2，电动机型号为Y132M2-6。
4、传动装置总传动比与其分配
4.1、计算总传动比
根据电动机的满载转速和工作机所需转速，计算机械传动系统的总传动比的公式如下：

故传动装置总传动比
4.2、各级传动比的分配
查表，取闭式圆柱齿轮传动的传动比= 4，则链传动传动比
满足链传动的传动比的推荐值2~4。
5、传动系统的运动和动力参数的计算
5.1、各轴的功率、转速和转矩的计算
设电动机轴编号为0轴，减速器高速轴编号为1轴，低速轴为2轴，滚筒轴为3轴。
0轴：电动机的主动轴
==4.62kw
==960r/min

1轴：减速器的高速轴

=960r/min

2轴：减速器的低速轴

===240r/min

3轴：传动滚筒轴

==≈63.49r/min

将上述计算结果列于表中供查用。
传动系统的运动和动力参数
轴名
参数
0轴
1轴
2轴
3轴
转速（）
960
960
240
63.49
输入功率（）
4.62
4.57
4.39
4.00
输出转矩（）
45.96
45.46
174.69
601.67
传动比
1
4
3.78
效率
0.99
0.9603
0.9108
6、传动零件的设计计
6.1、设计链传动
6.1.1、确定链轮齿数
传动比 i=i23=3.78,这种情况下，链在小链轮上的包角、啮合齿数均合适。
假定链速v=0.6~3m/s，查表可知道初步确定小链轮齿数z小轮=21，则大齿轮齿数z大轮=iz小轮=79.38，所以取79
实际传动比：
6.1.2、确定链条节距
由式 ，查表得，工况系数1，=4.39kw
小链轮齿数系数：
取单排链，取=1.0
kW
r/min，查图：选链号12A，节距p=19.05mm
6.1.3、计算链长
初选：
=40p=4019.05=762mm
链长：

取 =133节
6.1.3、验算链速，选择润滑方式

V＜3 m/s 在适合的范围里
按v=1.60m/s,链号12A，节距p=19.05mm，查图选用滴油润滑。
6.1.4、作用在轴上的力
有效圆周力：
作用在轴上的力：
6.2、齿轮传动设计
6.2.1、选择齿轮材料、热处理方法
根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表：
小齿轮 45钢 调制处理 =230
大齿轮 45钢 正火处理 =190
两齿轮齿面硬度差40HBS，符合软齿面传动的设计要求。
6.2.2、确定材料需用接触应力
查表可知两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别是：
=480+0.93（－135）=568.4MPa
=480+0.93（－135 ）=531.2MPa
查表可知：接触疲劳强度的最小安全系数=1.00，则两齿轮材料的许用接触应力分别是

6.2.3、确定材料需用接触应力
根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计。
由公式：

又小齿轮的转矩

查表：载荷系数K=1.1
弹性系数
齿面宽系数

齿数比u=4
所以有：
≈46.43mm

6.2.4、几何尺寸计算
齿数：由于采用闭式软齿面传动，小齿轮的齿数的推荐值=20~40，取=31，则=×u=31×4=124
模数：m=，查表取标准模数，m=2mm
又：标准压力角；国家规定：正常齿，
中心距：
齿宽： ，取
mm.取
分度圆直径：

齿顶圆直径：

齿根圆直径：齿根高：
齿顶高：

齿全高：
齿厚：
齿槽宽：
齿距：
基圆直径：cos=62×cos≈58.26(mm)
cos=248×cos≈233.04(mm)
6.2.5、校核齿根弯曲疲劳强度
由校核公式得：

查表，两齿轮的齿形系数、应力校正系数分别由线性插值法求的：
=31时，=≈2.51

==1.63
=124时，=≈2.16
=≈1.81
又查表可知两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别是：
=190+0.2（－135）=209MPa
=190+0.2（－135）=201MPa
查表可知弯曲疲劳强度的最小安全系数为=1.00
两齿轮材料许用弯曲疲劳应力分别是：

所以有：

≈ 93.84MPa<

≈89.67MPa<
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均合格。
6.2.6、选择齿轮精度等级
齿轮传动的圆周速度为

查表选择精度等级为9的齿轮是合理的。
6.2.7、齿轮结构设计

根据计算，小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造腹板式圆柱齿轮，即腹板式。如下图所示：

根据经验公式可求得图6-2中各处尺寸，记录如下：
d=50mm，B=47mm

，取

，圆整取
， mm，
根据轴的过渡圆角确定,取mm。
7、轴的结构设计及计算
7.1、输入轴（即高速齿轮轴）的结构设计及计算
7.1.1、选择齿轮轴的材料和处理方法，并确定轴的材料的许用应力
选择材料为45号钢，正火处理，硬度HBS170~217。查表可知：强度极限，屈服极限，。
7.1.2、估计齿轮轴的最小直径
查表：A=110，根据公式得：

考虑有键槽，将轴直径增大5%，则
=18.50×(1+0.05)mm≈19.42mm
又轴外端要安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性套柱销联轴器。
查表：可知工作情况系数K=1.5，

查手册选用弹性套柱销联轴器，其型号为TL6，公称转矩Tn=250N·m，许用转速[n]=3800r/min,轴孔直径=25mm,=35mm。
根据Y132M2-6型电动机轴颈d=38mm，轴伸长度E=80mm，故选联轴器主动端轴孔直径d1=38mm，Y型轴孔长度L=82mm，C型键槽。
根据 ,则d=(0.8～1.0)d=(0.8～1.0)×38=30.4～38mm。
即减速器高速轴外伸段直径d=30.4~38mm，故选联轴器从动端轴孔直径d2=32mm，J型轴孔长度L1=60mm，A型键槽。即减速器高速轴轴伸直径d=32mm。因
联轴器轴孔长度L1=60mm，故取减速器高速轴外伸段的长度为58mm，选定联轴器型号为：
TL6联轴器 GB/T 4323—2002
即高速齿轮轴=32mm,。
7.1.3、齿轮轴的结构设计并绘制草图

1，5—滚动轴承 2—齿轮轴 3—齿轮轴的齿轮段
6—轴承盖 7—箱体 8—联轴器 9—键

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对于轴承对称分布，齿轮右面轴肩定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒轴向定位，与轴之间采用过渡配合固定。

为了便于轴承上零件的安装与拆卸，常将轴做成阶梯形。对于一般剖分式箱体中的轴，它的直径从轴端逐渐向中间增大。如图所示，可依次将联轴器、轴承端盖、右端滚动轴承、和齿轮从轴的右端装拆，另一滚动轴承从左端装拆。为使轴上零件易于安装，轴端及各轴端的端部应有倒角。
7.1.4、确定齿轮轴各段直径和长度
①段：外伸端直径，由于要满足联轴器的标准，则。
②段：轴肩高度h=（0.07~0.1）mm，2.24mm≤h≤3.2mm，取h=2.5mm,则=+2h=37mm,由于要安装毡圈，选择=37.5mm。
(根据减速器箱体的结构等尺寸初步确定为55~65mm)
③段：（符合轴承内径，便于轴承装拆），选择深沟球轴承6208,d=40mm，D=80，B=18mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁的距离，取套筒长=20mm，
(=)
=B++1~3mm，所以可知=18+20+2=40mm。
④段：轴肩高度h=（0.07~0.1）mm，2.8mm≤h≤4mm，取h=3mm,则=+2h=46mm,选择标准值=47.5mm。
轴环宽度，。
所以取b=6mm，即。
⑤段：该段为齿轮轴段，由于小齿轮的宽度=54mm，即。
根据前面的设计小齿轮的设计，，,。
⑥段:又考虑到该段是滚动轴承的定位轴肩，同④段可知=47.5mm，
。
⑦段：（轴承同型号深沟球轴承6208,d=40mm，D=80，B=18mm)
。
7.1.5、按扭转和弯曲结合变形强度条件进行校核计算
扭矩
圆周力：
径向力：
无轴向力。
由上述确定的各轴长度尺寸得，两支座间距离
垂直面的支反力：
水平面的弯矩：
水平面的支反力：
垂直面的弯矩：
合成弯矩：
把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为

危险截面的当量弯矩：
齿轮的中间为危险面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取其中折合系数。
=

7.1.6、高速轴的受力图，弯矩图，扭矩图等图

7.1.7、校准轴的强度
轴在D处截面处和端面C处的弯矩和扭矩相对较大，故为轴的危险截面，轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数.轴的材料为45钢，正火处理，查表 得=55MPa。
校核D截面：

考虑键槽后，由于<故D截面安全。
校核C端面：
=27300N·mm

<故C截面安全。
7.2、输出轴（即低速轴）的结构设计及计算
7.2.1、选择轴的材料和处理方法，并确定轴的材料的许用应力
选择材料为45号钢，正火处理，硬度HBS170~217，查表可知：强度极限，屈服极限，。
7.2.2、估计轴的最小直径
查表：A=110，根据公式得：

考虑有键槽，将轴直径增大5%，则
d=28.98×(1+0.05)mm≈30.43mm
查表，选取标准值d=33.5mm。
7.2.3、轴的结构设计并绘制草图

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。
7.2.4、确定轴各段直径和长度
①段：外伸端直径，由经验可知链轮的宽度一般取轮毂直径的1.2~1.6倍，因为轴头长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，其长度要比轮毂宽度小2~3mm，所以则取第一段长度。
②段：轴肩高度h=（0.07~0.1）mm，2.345mm≤h≤3.35mm，取h=3mm,则=+2h=39.5mm,由于要安装毡圈，选择=40mm。
该段的长度要根据轴承端盖的高度、轴承端盖和箱体内壁之间的距离来确定，
查表可知轴承端盖的高度L=15~20+m,m由结构决定。
取轴承端盖的高度L=25mm，轴承端盖和箱体内壁之间的距离为30mm。故得=25+30mm=55mm。
③段：（符合轴承内径，便于轴承装拆），选择深沟球轴承6209,d=40mm，D=85，B=19mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁的距离，取套筒长=20mm，
(=)
=B++1~3mm，所以可知=19+20+2=41mm。
④段：直径为的轴段为轴头，取（查表取标准值）
大齿轮的齿宽为，为了保证定位的可靠性，取此轴段长度为（轴的宽度要比该轴段短1~3mm）。
⑤段：轴环直径+2h,又h=（0.07~0.1),3.5mm≤h≤5mm,取h=5mm，50+2×5mm=60mm。
根据轴环宽度，
所以取b=6mm，即 。
⑦段：（轴承同型号深沟球轴承6209,d=45mm，D=85mm，B=19mm)
（轴承宽度B=18mm,挡油环厚度1mm）
⑥段:，取标准值53mm。
,取=10mm。
7.2.5、按扭转和弯曲结合变形强度条件进行校核计算
扭矩
圆周力：
径向力：
无轴向力
由上述确定的各轴长度尺寸得，两支座间距离
垂直面的支反力：
水平面的弯矩：
水平面的支反力：
垂直面的弯矩：
合成弯矩：
把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为

危险截面的当量弯矩：
齿轮的中间为危险面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取其中折合系数。
=

7.2.6、高速轴的受力图，弯矩图，扭矩图等图

7.2.7、校准轴的强度
轴在D处截面处和端面C处的弯矩和扭矩相对较大，故为轴的危险截面，轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数.轴的材料为45钢，正火处理，查表 得=55MPa。
校核D截面：

考虑键槽后，由于<故D截面安全。
校核C端面：
=105000N·mm

<故C截面安全。
8、轴承、键、联轴器选择
轴承的选择：由上面轴的设计可知道主动高速齿轮轴选择6028，从动轴选择6029。
键的选择：
主动轴1段键：L=50mm h=8mm b=10mm
从动轴1段键：L=40mm h=8mm b=10mm
从动轴4段键：L=40mm h=9mm b=14mm

联轴器的选择：有前面的主动轴的设计可知道其型号为TL6弹性套柱销联轴器
GB/T 4323—2002。
9、润滑与密封选择
9.1、润滑的选择：
减速器选择采用浸油润滑的方式，单级的圆柱齿轮，齿轮的浸油深度为1~2个齿高。由于速度过高，则选择浸油深度0.7个齿高，但是不得小于10mm。
全齿高：
则齿轮浸油深度=4.5×0.7=3.15（mm）
9.2、密闭的形式：
选择接触式密封中的毡圈密封，其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的，可补偿磨损后所产生的径向间隙，且便于更换毡圈。
其特点是：结构简单，廉价，但磨损较快、寿命短，它主要用于轴承采用脂润滑，且密封轴的表面圆周速度较小的场合。
10、箱体及附件主要参数设计
设计项目
计算与说明
结果
箱座壁厚

取=8
箱盖壁厚

取=8
箱盖凸缘厚度
=1.5=1.5×8＝12
取=12
箱座凸缘厚度
=1.5=1.5×8＝12
取=12
箱座底凸缘厚度
=2.5＝2.5×8＝20
取=20
地脚螺钉直径
查表6-1,得=16
取=16
地脚螺钉数目
查表6-1,得 =4
取=4
地脚螺钉通孔直径

地脚螺钉沉头座直径

地脚螺钉底座凸缘尺寸

轴承旁连接螺栓直径
=0.75＝0.75×16＝12
取=12
箱座、箱盖连接螺栓直径
=〔0.5～0.6〕＝0.5×16～0.6×16＝8～9.6，查表取10。
取=10
连接螺栓的间距
=150~200
取=180
连接螺栓直径d

连接螺栓通孔直径

连接螺栓沉头座直径D

连接螺栓凸缘尺寸

定位销直径
=〔0.7～0.8〕＝0.7×9～0.8×9＝6.3～7.2
取=7
轴承盖螺钉直径

取=7
视孔盖螺钉直径

吊环螺钉直径
由查表19-13，根据减速器重量，取

轴承旁凸台半径

凸台高度
根据低速轴座外径确定，由结构要求取h=50
取h=50mm
箱体外壁至轴承座端面距离

取=55
大齿轮顶圆与内箱壁距离
Δ1>1.2=1.2×8＝9.6
取=10mm
齿轮端面与箱体内壁距离
>＝8
取=10
箱盖，箱座肋板厚、
=0.85＝0.85×8＝6.8 =0.85＝0.85×8＝6.8
取=6.8，=6.8
轴承盖外径
查表选凸缘式轴承端盖，
查表15-4，主动轴的轴承型号6208。
D=80

查表15-4，从动轴的轴承型号6209。
=85

11、 设计总结
这个学期，我们学习了《机械设计基础》这门课，感觉是所有课程中最让我头疼的事，因为我是大一下学期转过来的，之前对于机械制图什么的都一窍不通，所以每次学这么课的时候心里总是担心的要命，而且刚开始最不开心的事是，这个学期第一堂机械课因为在家里多呆了一天，结果张老师第一次就点到我，以后我就好像被拉入黑名单一样，每一堂课，我都要被老师点起来抽查，那时的我，真的心里有点气愤，更让我担忧的是，我的机械基础本来就是一点不好，所以，每次听张老师授课的时候，我都逼迫自己努力的听讲，那段日子真的好难熬，直到，上周我们考完机械设计基础这门学科，我才知道，我应该感谢张老师，因为正是因为他给我学习上的压力，所以考机械设计的时候，我轻轻松松就把试卷给做了，后来我才明白，在大学里，自己没有动力的时候，有一个人在旁边给你施压，也是在宝贵的事情了！
接着，我们考完机械设计基础后，在张老师的带领下，我们班也进入了机械课程设计中，在这短短的时间里，我体会到团队精神的力量，我也体会到了，不厌其烦的修改，画图，最终获得技能上和心灵上的收获，是一件多么令人开心的事，谢谢老师的指导，也谢谢老师这一学期的教课，更多的是教人走上社会的经验！

=3.75kw

0.81

4.62kw
=5.5kw

63.69
r/min

选择
Y132M2-6型电动机

= 4

=4.62kw
=960r/min

4.57kw
=960r/min

4.39kw
=240r/min

4.00kw
63.49r/min

21
79

1
=4.39kw

选链号12A
p=19.05mm

=762mm

=133节

在适合的范围里

=568.4MPa
=531.2MPa

K=1.1

u=4
46.43mm

=31
=124
m=2mm

58.26mm

233.04mm

≈2.51
=1.63

≈2.16
≈1.81

=209 MPa
=201
MPa

两齿轮齿根弯曲疲劳强度都满足

选精度9级齿轮合理

n=1mm
mm
mm

≈19.42mm

其型号为TL6弹性套柱销联轴器
GB/T 4323—2002

=32mm

=37.5mm
=60mm

=40mm

47.5mm
=6mm

47.52
N·m

故D、C截面安全，高速轴安全。

d=33.5mm

=40mm
=55mm

=41mm

60mm

53mm
=10mm

110.93
N·m

故D、C截面安全，高速轴安全。