带式输送机的传动装置设计

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计算说明书

设计题目：带式输送机的传动装置设计（第 8 组）

＿工程＿学院＿＿建环1112班

设计者＿＿洪木荣＿＿ 指导教师＿温坚＿

广东海洋大学

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目录

一、设计任务书................................................2

二、传动方案的拟定............................................2

三、电动机的选择..............................................3

四、传动系统的运动和动力参数..................................4

五、传动零件的设计计算和校核..................................6

六、轴的设计计算和校核........................................6

七、滚动轴承的选择和寿命计算..................................10

八、键和联轴器的选择..........................................10

九、润滑和密封形式的选择......................................11

十、减速器机体各部分结构尺寸其他技术说明......................11

十一、参考文献................................................12

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第八组：带式输送机的传动装置设计

一、设计任务书

1.1工作条件

连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期 8年；小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差±5%。 1.2原始数据

滚筒圆周力F=1450N； 带速V=1.6m/s； 滚筒直径D=260mm

1.3运动简图

二、传动方案的拟定

2.1整体方案

根据设计任务书，该方案的设计分成减速器（传动部分）和工作机（执行部分）两部分。 2.2 减速器说明

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机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

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三、电动机的选择

计算项目 1、选择电动机 1、选择电动机类型 按已知的工作要求条件，选用Y系列全封闭笼型三相异步电动机 2、选择电动机功率 工作机所需功率为：PW计算过程及说明 计算结果 Fv 1000wW电动机输入功率为：PdPFv 1000w由电动机至工作之间的总效率 212345 式中：1、2、3、4、5分别为带传动、齿轮传动的轴承（2对）、齿轮传动、联轴器、及滚筒的轴承效率。查表2-3可取 w0.85 Pd2.7kw1=0.96、2=0.99、3=0.98、4=0.98、5=0.98、w=0.96 则w0.960.9920.980.980.980.960.85 所以Pd14501.62.7kw 10000.853.确定电动机转速 滚筒的工作转速为 nw601000v6010001.611753r/min D260 nw117.53r/min '因为由表2-2知，带传动的传动比i12~4，单级齿轮h

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'传动的传动比i23~5，则总传动比i'的合理范围 'i'i1'i26~20 i'6~20 'nd因此，电动机转速的可选范围为 'ndi'nw(6~20)117.53kw(705.18~2350.6)r/min （705.18~2350.6）r/min 4.确定电动机型号 符合这一范围的电动机同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。根据工作机所需要的电动机输出功率 h

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Pd和电动机的同步转速，由附录B可查出适用的电动机型号分别为Y132M-8、Y132S-6和Y100L2-4。相应的技术参数比较情况见下表： 额定功电动机型 率 号 Pd/kw Y132M-8 Y132S-6 Y100L2-4 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及带传动和齿轮传动的传动比，选择Y132S-6型号电动机比较合适，3 3 3 电动机转速（r/min） 同步转满载转速 速 750 710 1000 960 1500 1430 总传动比 6.04 12.17 8.17 即电动机的额定功率Ped=4kw，满载转速nw=960r/min，电动机型总传动比适中，传动装置结构比较紧凑。 Y132S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸见表2-4

表2-4 Y132S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸列表

中心高H 外形尺寸 L(AC/2AD)HD号：Y132S-6 地脚安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 k 12 轴伸尺寸 DE 装键部位尺寸 FG 132 475345315 216140 3880 1033

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四、传动系统的运动和动力参数

由已确定的电动机的型号可知： i8.17; h

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1、计算总传动比和分配各级传动比 2、计算转动总传动比i8.17; 取带传动比的传动比i02.5； 则齿轮转动的传动比i1i总/i03.24。 1.各轴的转速 n960r/min384r/min Ⅰ轴 nΙmi02.5 i02.5 i13.24 nΙ384r/min nЦ118.52r/min Ⅱ轴 nЦnΙ384r/min118.52r/min i13.24nw118.52r/min 滚筒轴 nwnЦ118.52r/min 2.各轴的输入功率 Ⅰ轴 PΙPd012.70.96kw2.592kw Ⅱ轴 PΙ2.592kw PЦ2.51kw 装置各轴的PЦPΙ12PΙ232.5920.990.982.51kwPw=2.44kw 运动和动力参数 滚筒轴Pw=PЦ23PЦ232.510.990.982.44kw 3.各轴的输入转矩 电动机轴 P2.7Td=9550d9550N•m26.86N•m nd960 Td=26.86N•m TΙ64.46N•m Ⅰ轴 TΙ9550PΙ2.5929550N•m64.46N•m nΙ384 TЦ202.25N•mⅡ轴 h

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TЦ9550 滚筒轴 PЦnЦ95502.51P196.61N•mN•m202.25N•mШ118.52 PШ9550PШ2.449550N•m196.61N•mnШ118.52 表2-5 运动和动力参数的计算结果列表

参数 电动机轴 转速n（r/min） 输入功率P/kw 输入转矩T/(N·m) 传动比i 效率 960 2.7 26.86 2.5 0.96 五、传动零件的设计计算和校核

1.确定V带型1.确定计算功率PC 号 根据教材表8-7得：kA=1.2 PC=KAPd=1.2×2.7=3.24KW 2.选择v带型号 根据PC、n1由教材图8-9得：选用A型V带 3.确定带轮的基准直径 由教材图8-9得，推荐的小带轮基准直径为 h

轴名 Ⅰ轴 384 2.592 64.46 3.24 0.97 Ⅱ轴 118.52 2.51 202.25 滚筒轴 118.52 2.44 196.61 1 0.97 PC=3.24KW h

80~100mm 取d1=80mm>=dmin=75mm 4.验算带速v dd2=(nm/n1)·d1(1-ξ)=（970/285.29）×125×（1-0.2）=416.5mm 取d2=450mm

六、轴的设计计算和校核

dd2=416.5mm 由上可知P2.51kw，n118.51rmin， T202.25Nm Ⅱ.求作用在齿轮上的力 因已知高速小齿轮的分度圆直径 输出轴上的功率P、转速n和转矩T h

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d1mz12.5*3280mm2T2202.25105Ft5056.25Nd80 而 Ft5056.25N FrFttan1840.32N Fa0 Ⅲ.初步确定轴的最小直径 Fr1840.32N 材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》 表15-3，取A0115，于是 P'dminA0331.82mm n 由于键槽的影响，故 'dmin1.04dmin33.08mm 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直dⅠⅡ33mm 径dⅠⅡ，取dⅠⅡ33mm，根据带轮结构和尺寸，lⅠⅡ60mm 取lⅠⅡ60mm。 Ⅳ.齿轮轴的结构设计 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 和长度 1).为了满足带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡⅢ39mm dⅡⅢ39mm； 2).初步选择深沟球轴承。因轴承同时受有dⅡⅢ42mmlⅥIVIII 径向力和轴向力的作用，故选用深沟球球轴承。19mmh

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按照工作要求并根据dⅡⅢ42mm，查手册选取单列深沟轴承6209，其尺寸为dDB45mm85mm19mm，故 h

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dⅢⅣdVII-VIII45mm；而lⅥIVIII19mm。 dⅢⅣdVII-VIII45mm 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴段V-VI的直径dV-VI85mm，lV-VI73mm。轴肩高度 h0.07dIII-IV，故取h3.5mm，则轴环处的直径dⅣⅤdⅥⅦ48mm。轴环宽度b1.4h，取lⅣⅤ6.5mm，因为要使大小齿轮对齐啮合，故lVI-VII6.5mm。 dV-VI85mmlV-VI73mm dⅣⅤdⅥⅦ48mmlⅣⅤ6.5mmlVI-VII6.5mm 4).轴承端盖的总宽度为30mm(由减速器 及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的 装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖 的外端面与大带轮右端面间的距离l30mm，lⅡⅢ60mm故lⅡⅢ60mm。 lⅢⅣ19mm 5) lⅢⅣ19mm (2).轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅠⅡ由《机械设计》查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角245。 至此，已初步确定了轴的各段和长度，简图如下： h

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Ⅴ.求轴上的载荷 输入轴的校核： 输入I轴：（1）齿轮上作用力的计算： 由前面的计算可知 圆周力： Ft=2T/D=5056.45N 径向力： Fr= Fttan20=1840.32N (2)求齿轮作用力在垂直面的支持反力。（见图草稿） F1v = (Fr·L/2)/L=920N; F2v = Fr - F1v =4136.09N; (3)求齿轮作用力在水平面的支承反力F1H = F2H = Ft/2=2528.13N (4)求F力在支点产生的反力（见图3） F1F = F·（L+K）/L=719.86N F1F = F2F –F=1776.76N 0h

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（5）绘制垂直的弯矩图 Mav= F1v·L/2=262.64N·m (6)绘制水平面的弯矩图（见图5） MaH= F1H·L/2=160.54N·m (7)求F力产生的弯矩图（见图6） M1F= F·K=2986.92×108×10-3=322.59 N·m 在a-a截面处，F力产生的弯矩为 MaF= F2F·L/2=45.71N·m (8)绘制合成弯矩图 因F方向未定，所以F与H、V共面时，产生的弯矩最大。 Ma= MaF+（MaV2+ MaH 2 ）1/2 =307.82 N·m M1= M1F=322.59 N·m (9)绘制扭矩图（见图8） 由前面的计算结果可知，输入轴传递的扭矩T=321.07N·m (10)求危险截面的当量弯矩（见图9） h

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由见图8可知Ma> M1 ,故a-a截面最危险，其当量弯矩为： Me=【Ma2+（αT）2】1/2 扭切应力为脉动循环应变力，取折合系数α=0.6，带入上式可得： Me=363.13 N·m （11）校核危险截面a-a的强度 选轴的材料为45钢，经调质处理。 查的σb=650MPa；查的【σ-1b】=60MPa 由教材公式可知，危险截面a-a的当量应力为： σe= Me/W= Me/0.1d3 3=61.216KPa<【σ-1b】 故此轴满足强度要求，安全。 七、滚动轴承的选择和寿命计算

根据根据条件，轴承预计寿命 16×300×8=38400小时 （1）计算I轴 受纯径向载荷：P=Fr=1840.32N 选深沟球轴承6209,Cr=31.5KN; 查表可得fp=1.1， ft=1. Lh=(106/60n) ×(ft·C/ fp3=529995.61h>38400h 所以此轴承寿命符合要求，即合格 ·p) h

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（2）计算II轴 受纯径向载荷：P=Fr=2472.89N 选深沟球轴承6013,Cr=32.0KN; Lh=(106/60n) ×(ft·C/ fp·p) 3=130948h>38400h 所以此轴承寿命符合要求，即合格 八、键和联轴器的选择

（1）输入轴与带轮联接采用平键联接 轴径d=32mm,L1=60mm 查手册得，选用A型平键，得： 键A 10×8 GB1096-2003 l= 50mm ， T=202.25N·m， h=8mm [σp ]=100-120MPa σp =4T/dhl=4×202.25/33×10 3×50×8 h

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=1.2MPa<[σp ]=100-120MPa （2）低速轴与大齿轮联接采用平键联接 轴径d=52mm，65mm ， T=196.61 N·m，h=10mm 查课本表11-1得 选A型平键 键16×10 GB1096-2003 σp=4T/dhl=4×196.61/52×10 3×55×10 =8.3Mpa<[σp ]=100-120MPa （3）输出轴与大齿轮联接用平键联接 轴径d=40mm， l=82mm ， T=196.61 N·m，h=8mm 查课本表11-1得 选A型平键 键12×8 GB1096-2003 σp=4T/dhl=4×196.61/40×10 3×72×8 =11.3Mpa<[σp ]=100-120MPa 九、润滑和密封形式的选择

1.齿轮的润滑： 根据齿轮圆周速度V的大小可以确定。由于V=1.2m/s≤12m/s,所以可以采用油池润滑。大齿轮进入油池一定的深度，齿轮运转时将润滑油带至啮合区，同时也甩到机体内壁上，借以散热。机体内的装油量主要依据一级齿轮圆周速度V，当V较大时，浸入深度约为一个齿高；当V较小（0.5-0.8m/s）时，可达到齿轮半径的1/6. 2轴承的润滑 采用的润滑方式时脂润滑。为了防止轴承中的润滑脂被减速器内齿轮啮合时挤出的油冲刷、稀释而流失，应在轴承内侧设置挡油板。轴承空h

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隙内润滑脂的填入量与轴承的速度有关。由于轴承的转速nI=285.29r/min<1500r/min，所以润滑脂填入量不得超过轴承空隙体积的2/3。 3.滚动轴承的密封： 采用毡圈油封式； 毡圈油封式利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，防止润滑油出及外界杂质、灰尘等浸入轴承。毡圈油封式密封结构简单，但密封效果较差，且与轴劲接触面的摩擦较为严重，故主要用于脂润滑的油润滑，所以才用毡圈油封式。 h

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十、减速器机体各部分结构尺寸其他技术说明

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符号 计算公式 结果 8 8 12 12 20  0.025a18 10.02a18 b11.51 1 箱盖凸缘厚度 b1 箱座凸缘厚度 b 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 df 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df，d1，d2至n b1.5 b22.5 b2 df0.036a12 M20 4 M16 查手册 d10.75df d1 d2 d2=（0.5~0.6）df M10 d3 d3=（0.4~0.5）df M8 d4 d4=（0.3~0.4）df M8 d C1 d=（0.7~0.8）d2 查《机械设计课程设计指导书》表5-3 h

M8 26 22 外机壁距离 h

16 df，d1，d2至C2 查《机械设计课程设计指导书》表5-3 24 20 14 凸缘边缘距离 外机壁至轴承l1 座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 2 1 l1=C1+C2+（8~12） 50 1>1.2 10 2> 10 h

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机座肋厚 m m0.85 m8 轴承端盖外径 D2 D2D+（5~5.5）d3 125 130 十一、参考文献

1、机械设计基础课程设计指导书（张玲莉主编） 2、机械设计基础（教材）（师素娟、林箐、杨晓兰 主编） 资料仅供参考!!!

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