带式输送机传动装置课程设计.docx

1、带式输送机传动装置课程设计注意：需要的同学，要根据要求将相应的数据进行相应的处理，以便 设计的顺利进行！一、设计题目带式输送机传动装置课程设计1、传动装置简图；2 课程设计任务：已知二级减速器，运输机工作转矩 T/ (N.m )为1000N. m,运输 带工作速度1.5m/s,卷阳筒直径:400mm工作条件：连续单向运转，工作 时有轻微震动，每天工作8小时，每年工作200天，使用期限为10年, 中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差土 5%。电动机的选择1、按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V,Y 型。2、计算功率2VT Pw=Fv/1000= =D系统的传

2、动效率 i总效率n=0.82Y132S 4电动机P=5.5KWN=1440(r.m-1 in )机构V带传动齿轮传 动滚动轴 承（一 对）联轴器卷筒传动效率0.900.980.980.990.96符号12345所以：2 35 12 3 5=0.90 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.99x0.9& 0.0.77其中齿轮为8级精度等级油润滑所以 Pd=Pw/ n=9.74 kw确定转速圏筒工作转速nw = 60 1000v =71.65转D二级减速器的传动比为8: 60 （调质）所以电动机的转速范围 573: 4299通过比较，选择型号为 丫160M-4 11其主要

3、参数如下：电动机额 定功率P电动机满 载转速nm电动机伸 出端直径电动机伸出 端安装长度11kw1460(r.min-1)38mm80mm二、传动比的分配及转动校核总的转动比：）=也=逊=30.1 n4 47.8选择带轮传动比i仁3, 级齿轮传动比i2= 3.7,二级齿轮传动比i3=2.97、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率 Pe作 为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。0轴（电动机）输入功率：F0 Pe=11kw1轴（高速轴）输入功率：P P0 1=11 0.90=9.9 kw2轴（中间轴）的输入功率：P2 P）1 - 2 3 =11 0.9 0.98 0.98X=9

4、.51kw3轴（低速轴）的输入功率：P3 P） 1 22 32 =kw4轴（滚筒轴）的输入功率:F4 F0 1 23 32 4 5=11x0.9 0.982 0.983 0.99X 0.96=8.50kw&各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：5p 5 5 3T。 95?5 10 0 = 95?5 105 =36.47 10 N mmn0 14401轴（高速轴）的输入转矩：T1 95?5 105p=95?5 1 05 5.06 =100.67 1 03 N mmm 4802轴（中间轴）的输入转矩：p 4 86T2 95?5 105 2 = 95?5 1 05 =357.66 1 03

5、N mmn 2 129.733轴（低速轴）的输入转矩：T3 95?5 105 P3 =95?5 105 4.62 =986.38 103 N mmn3 44.734轴（滚筒轴）的输入转矩：5 P R4484 3T4 95?5 10 - 4 = 95.5 10 =957.35 10 N mmn4 44.73主动轮基准直径dd1 =80 mm从动轮基准直径dd2 = 250mm轴编 号名称转速 /(r/mi n)转矩 /(N.mm)功率/KWI电动机转 轴14403.647X 1045.5II高速轴48051.0067X 105.06III中间轴129.733.5766X 1054.86IV低速轴

6、44.7359.8638X 104.62V卷筒轴44.739.5735X 1054.484四、三角带的传动设计确定计算功功率巳a1.由课表8-6查得工作情况系数Ka=1.2，故FCa = Ka Pe=1.2 5.5 =6.6 kw2.选取窄V带类型根据Ra n。由课图8-9确定选用SPZ型。3.确定带轮基准直径由2表8-3和表8-7取主动轮基准直径 dd1=80 mm根据2式（8-15）,从动轮基准直径dd2。dd2 = i 曲=3 80=240 mm根据2表 8-7 取dd2=250 mm按2式（8-13）验算带的速度V - - =6.29 m/s 25 m/s 带的速度合适60 100 6

7、0 1004.确定窄V带的基准长度和传动中心距根据 0.7( ddi+ dd2) ao 32KT.U 1（ZHZE）2 d U H确定公式中各参数，选 Kt=1.6,ZH=2.433, , =0.765, , =0.945.=0.765+0.945=1.710由表查得齿宽系数d = 1.0。1查表得：材料弹性影响系数 ZE=189.8MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限 Hlim1 = 590MPa轮得接触疲劳强度极限:H Iim2 560MPa.由计算公式：N= 6 0n ijLh算出循环次数:N1 = 60X 480X 1X( 2X 8X 8X 300)=2.76X 109N

8、 8N2= 1 =4.38X 108i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.94,Khn2 =1.05.计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1 失效概率1%。K-HN；Hlim1 =0.94x 590=554.6MpaKm Hlim2 =1.05x 560=588MpaSH 1 H 2 554.6 588H 1 H 2 =571.3MPa2 24、计算小齿轮分度圆直径dit,由计算公式得:d1 =53.87mmd2 =199.32 mm模数M = 2.376齿宽B = 53.87d1t 53.87mmd2 d1 i =199.32mm计算小齿轮圆周速度：v = 60 1000 计算

9、齿宽b及模数m.b= d1t d 153.87 mmmntd1t cosZ1cos14222.376齿高:h= 2.25mnt =2.25X 2.376=5.346mm5.346=0.318X 1 x 22 x tan 14=1.744计算载荷系数K已知使用系数Ka=1 已知V = 1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数 Kv =1.05由表查得：Kh的计算公式：Kh 1.12 0.18(1 0.6 d2) d2 0.23 10 3b=1.12+ 0.18 ( 1 + 0.6)+ 0.23X 10 3 53.87=1.42再由表查的：Kf =1.33, Kh Kf =1.2公式：K K

10、aKvKh Kh=1 X 1.2X 1.05X 1.42 =1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径:5、再按齿根弯曲强度设计:设计公式:确定计算参数:计算载荷系数:KaKvKf Kf=1 X 1.05X 1.2X 1.33=1.676查取应力校正系数Ys 1 =1.588, Ys 2 =1.777再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限： fe1 = 500MPa大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2 = 380MPa计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数： S=1.35Kfn1 FE1 = 0.85 500=314.8MpaS 1.35Kfn2 fe2 = 0.9 380 =253.3MPa1.

11、35z2 = 97计算大，小齿轮的Yf Ys,并加以比较: =0.01327314.8中心距a=127 mmYf Ys =0.0155253.3大齿轮的数值大,选用大齿轮Yf Ys =0.0155螺旋角设计计算:mn22KTY cos Yf Ysd乙2mn3：210588曲14- 0.0155对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数 m =2mm，既满足弯曲强度,但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d1 =53.87mm来计算齿数:d1 cosCOS14 =26.12= 14.4分度圆直径d1 =53.69md2 =2

12、00.3m齿宽b=53.69mmB1 =60mm取 Z1 = 26则 Z2 iZ1=97B2 =54mm,6、几何尺寸计算:计算中心距:(Zi Z2)m (26 97) 2a 126.76mm2cos 2 cos14将中心距圆整为：127 mm按圆整后中心距修正螺旋角：Zi Z2)m arccos(26 97) 14 4arc cos arccos 14.42a 2 127因 的值改变不大，故参数 ,Zh等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：, Z1m 2 “ ccd1 =53.69mmcos cos14.4d2 Z2m =200.3mmcos cos14.4计算齿轮宽度：b dd1=1 x 5

13、3.69=53.69mm取 B2 =54mm, B1 =60mm8高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2面压力角a n20。螺旋角B14.4。分度圆直径d153.69d2200.3齿顶圆直径da仁d1+2ha mn=53.69+2xix 257.69da2=d2+2ha*mn=200.3+2 x 2204.3（二八低速齿轮机构设计1、 已知 n3 = 129.73r/min2、 选择齿轮精度为7级，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS, 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS两者材料硬度差为40HBS. 减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为 =14初

14、选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式:d3t =87.86m确定公式中各参数，选 Kt=1.6,ZH=2.433, =0.768, , =0.945=0.789+0.945 =1.713选齿宽系数d = 1.0。1查表得：材料弹性影响系数 ZE=189.8MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限 Hiimi = 590MPa大齿轮得接触疲劳强度极限： Hiim2 = 560MPa.由计算公式：N= 60nj jLh算出循环次数：b=87.86mmm=3.04h=6.85N3 = 60X 129.73X 1X(

15、2X 8X 8X 300)=2.99X 109N4 N3=1 X 109i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.90,Khn2 =0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1 失效概率1%4、计算小齿轮分度圆直径d3t,由计算公式得:d3t 32 1.61 1.713d3t 87.86mm计算齿宽b及模数m.b= d3t d 187.86mmd1t cosntcos14 3.04mm28齿高:h= 2.25mnt =2.25X 3.04=6.85mmb 87竺=12.83h 6.85计算纵向重合度:0.318 d 乙 tan=0.318X 1 X 28 X tan 14=2.2

16、2计算载荷系数K已知使用系数Ka=1已知 V = 0.596m/s,7级齿轮精度，由表查得动载荷系数 Kv =1.03由表查得：Kh的计算公式:Kh1.12 0.18(1 0.6 d2) d2 0.23 10 3b=1.15+ 0.18 ( 1 + 0.6)+ 0.23X 10 3 87.86=1.428再由课表10 3查的:Kf =1.33, Kh Kf =1.2公式：K KaKvKh Kh=1 X 1.03X 1.428X 1.2=1.765再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径:da d计算模数：mn5、再按齿根弯曲强度设计:设计公式:Z3 二 44!2KTY cos2 Yf Ysmn 3

17、亍. 片 dZi F确定计算参数：计算载荷系数：K KaKvKf Kf=1 X 1.03X 1.2X 1.33=1.644根据纵向重合度： =2.22,从课图10- 28查得螺旋角影响系数Y =0.88乙=127中心距a=177.3mm计算当量齿数:Zv3乙3 COS28cos314=31.59v4Z23COS81cos314=91.38再由课表10 5查取齿形系数Yf 1=2.505, Yf =2.20查取应力校正系数Ys 1=1.63, Ys 2=1.781计算大，小齿轮的Yf Ys，并加以比较：FYf 乂F 1Yf YsF 2小齿轮的数值大，选用小齿轮 Yf Ys =0.00737F2.

18、505 1.63 =0.007695312 2 1 781 =0.00737532设计计算:螺旋角= 13.7分度圆直径d3 =90.56m md4 =263.44 mmB2 =90mm,B1 =95mm2KTY cos2mnYf Ys3：2105 880 cos214 0.00769mnmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数 m =2mm，既满足弯曲强度,但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d3 =90.78mm来计算齿数:d3 coscos14 =44.042取 Z3 = 44得乙 iZ3 = 127 6、几

19、何尺寸计算:计算中心距:a (Z3 Z4)m2cos将中心距圆整为：177mm(44 127)177.3mm2 cos14按圆整后中心距修正螺旋角:arccos(Z3 Z4)m2aarccos(44 127) 13.740Cr调质轴承选30207因的值改变不大，故参数,Z h等不必修正。Z3”!计算大小齿轮分度圆直径:d3 _3 =90.56mmcos cos13.7d4 Z4m =263.44mmcos cos13.7计算齿轮宽度：b dd3=1 x 90.56=90.56mm取 B2=90mm, B1=95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm面基数mn2面压力角a n20

20、o螺旋角B13.7o分度圆直径d390.56d4263.44齿顶圆直径da1=d1+2ha mn=90.56+2x 1X294.56da2=d2+2ha mn=263.44+2X 1 x 2267.44齿根圆直径df1=d1 2hf*mn=90.56 2X 1.25 X 285.56df2=d2 2hf*mn=263.44 2X 1.25X 2258.44中心距a=mn(Z1 +Z2)/2cos B177齿宽b2=b90b1=b2+(5 10)mm95六、1、2、轴的设计（一）、高速轴的设计轴的材料与齿轮1的材料相同为40G调质。按切应力估算轴径由表15 3查得，取A0=106轴伸出段直径di

21、 A(pi/n i)1/3=106 x (06/480)1/3=23.2mm取 di=32mm3、轴的结构设计1)、划分轴段轴伸段di；过密封圆处轴段d2；轴颈d3,d7；轴承安装定位轴段d4,d6； 齿轮轴段。2)、确定各轴段的直径由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶 梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取 d2=34mm，选择滚 动轴承30207,轴颈直径d3=d7=35mm。齿轮段尺寸。分度圆直径 d=53.69 da=57.69 df=48.693)、定各轴段的轴向长度。由中间轴的设计知 轴长L = 253.5+L伸出伸出端的长度由带轮厚度确定L伸出=(1.5-

22、2) d,取L伸出=64mm选取d2轴向长度为20 Ld2 =( 20: 30)其余长度根据中间轴各段长度确定4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mm CD=170mm AB=227mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力:Fti=2T/d 1=2 X 100.67X l0/54=3728.5N45钢调质Fri=Fti x tan n/cos 目=3728.5X tar20/cos14.4=1401NFa=FtiX tan i=3728.5x tan14.=957N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和2mbz=0，得Raz=F ri x 170+

23、Fai xd i/2 227=(1401 x 70+957X 27) 227=1163N同理：工MAZ=0 ,得RBZ = Fr1X 57-Fa1Xd3/2 227=(1401 x 57-975X 27) 227=238N校核：艺 z=Raz 已+Rbz =238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和艺MBy=0,得Ray=3728.5x 170/227=2792由工MAy=0，得Rby=3728.5x 5/227=936N校核：艺 z=Ray+ Rby 已=936+2792-3728=0计算无误(5)转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。选滚动轴承30208A(Fr1(b) R

24、aTFa1RbzBC 处弯矩：Mcz 左=Raz X 57=66291NmmMcz 右=Rbz X 170=40460NmmMcy=Ray X 57=2792X 57=159144Nmm(6)、合成弯矩Mc 左=(M 2cz 左+M 2cy)1/2 =(662912+4O460)1/2=77663NmmMc 右=(M 2cz 右 +M 2cy)1/2 =(4046(f+159144y/2=164207Nmm(7)、转矩及转矩图。T 2=100670Nmm(8)计算当量弯矩应力按正系数a =血/ b=55/95=0.58疔2=0.58 X00670=58389NmmC 处：M c 左=Mc左=1

25、59144M c右=M 2c右+( 0 2)21/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm(9)、校核轴径。C 剖面：dc= (M c 右/0.1讣)1/3=(1742790.1 X 515)=31mmv 43mm强度足够。（10）、轴的细部结构设计由表6 1查出键槽尺寸： bX h=14 X 9（t=5好0.3）；由表6 2查出键长：L=45 ;(b) RazFa1 If1llllinilll|j rillkllr.A ：（BRtyRtybilT| 1.iiiifilHl 11 IIIHnnir C(c)(d)BRbz（二八中间轴的设计1、选择轴的材料。因中间轴是齿轮轴，应与齿轮 3的材料一致，故材料为45钢调质 由表15 1查得：硬度 217255HBS 紡=95MPa $1b=55MPa抗拉强度极限：S尸640MPa屈服强度极限：Ss=355MPa弯曲疲劳极限：b=275MPa剪切疲劳极限：T-i=155MPa许用弯曲应力：b-i=60MPa2、 轴的初步估算根据表15 3,取Ao=112