带式运输机传动装置的设计Word文档下载推荐.docx

1、计算电动机所需要的功率P1：查机械手册可得带传动效率：1=0.96 每对轴承传递效率：2=0.99 圆柱齿轮的传动效率：3=0.96 联轴器的转动效率:4=0.993 运输带绕过滚筒的损失通过效率：5=0.97 因此从图（1）中的带5传至电动机之间的总机械效率：总=5534122=0.793 带式运输机在带上的功率P2=FV=15001.5/10000.97=2.32KW则电动机上输出的功率为：P=P2/总=2.93KW （2），确定电动机的转速：查表选择合理的V带的传动比:i1=2.1一级圆柱齿轮减速器的齿轮其传动比:i2=4.120因卷筒的转速=114.6r/min 由其传动比可计算出电动

2、机的转速范围：n2=i1i2n1=4212109 r/min查表有如下电动机的额定转速：750、1000、1500 r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1000r/min 。（3），确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。2、 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1、总传动比：总传动比i=960/114.6=8.38-满载转速960r/min-工作中

3、卷筒的转速114.6r/min2、分配传动装置各级传动比i总=i齿轮I带由分配原则对V带传动比取为i带=3，i齿轮=i总/i带 =8.38/3=2.793、计算传动装置的运动和动力参数 （1）、计算各轴转速（r/min）n1=n电机=960r/minn2=n3=n1/i带=960/3=313（r/min）n4=n5=114.6（r/min）（2）、 计算各轴的功率（KW）由图上得：电动机轴的功率P=2.93KW带轮和齿轮同轴的轴1的功率P1=P=2.930.960.99=2.78KW轴2的功率P2=P12 =2.64KW卷筒的轴的功率P3=FV=2.25KW（3）、 计算各轴扭矩（Nmm）电动

4、机轴的转矩：T=9550P/n1=29.15Nmm带轮和齿轮同轴的轴1的转矩：T1=9550P1/n2 =84.82 Nmm大齿轮轴2的转矩：T2=9550P2/n4=95502.64/114.6=220 Nmm卷筒轴的转矩：T3=9550P3/n4 =95502.25/114.6=187.5 Nmm4. 设计V带和带轮 1、 皮带轮传动的设计计算（1） 确定带传动的主要参数。选择普通V带截型，确定带传动的计算功率Pa Pa=KaPP-带传递的功率 Ka-皮带工作情况系数-由课本查表87得出对应的Ka=1.1 Pa=KaP=1.12.93=3.223KW2、 选择V带的带型（1）根据计算功率和

5、小带轮转速，从课本图811选取普通V带的带型，Pa=KaP= 1.12.93=3.233KW n1=n电机=960r/min因此选择带型为A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本8-11得，推荐的小带轮基准直径为80100mm，取d1=100mm。验算带速V1=d1n1/601000=100960/601000=4.92m/s带速不宜过高或者过低，稍微小于525m/s范围内，带速合适。（3）计算大带轮的基准直径d2由d2= i1d1=1003=300mm由课本表88,加以适当圆整，最终取d2=280mm3、 确定带长和中心矩（1）初选中心距a： a 1=1.5（d1+d2）=1.2（

6、100+280）=456取a 1=460mm （2）计算相应的带长L1由L0=2a1+（d1+d2）/2+（d2-d1）2/4a1 L0=24603.14（100+280）/2+（280-100）（280-100）/4460=1521mm查表82取L1=1600mm （3）确定中心距a aa1+L1-L0/2=460+（1600-1521）/2 =499.5mm （4）验算小带轮包角 1=180-（d2-d1）57.30/a =180-（280-100）57.30/499.5=152120（适用）4、确定带的根数Z：Z= Pa/Pr= Pa（P0+）KaKbP0:单V带处于临界打滑状态时所能传

7、递的功率查表84a P0=0.95KW当使传动比不等于一时，单跟V带额定功率的增加量查表84b =0.11KWKa:当包角不等于180时的修正系数，查表85 Ka=0.95KWKb:当带长不等于实验的特点长度时的修正系数，查表82 Kb=1.01KWPr=（P0+P0）KaKb=1.01KW因此Z=Pa/Pr=3.233/1.01=3.2,于是取Z=3根5、确定带的初拉力F0 F0=500/（ZV）（2.5/K-1）+qV2= （5003.233/35.024）（2.5/0.96-1）+0.07=173.8 （7）计算轴上压力FpFp=2ZF0sin /2=23173.8sin81.1/2=5

8、15.122N5齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选为8级。 （2）按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43（kT1（u+1）/duH2）1/3 确定有关参数如下：取齿轮的传动比i2=6 取小齿轮齿数Z1=21。则大齿轮齿数：Z2= i2Z1=621=126 实际传动比I0=120/21=5.71传动比误差：i2-i0/ i2=（6-5.71）/6=0.4%2.5% 可用齿数比：u=i0=5.71

9、由课本查齿宽系数取d=0.9 （3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d3 确定各参数值载荷系数 查机械手册取K=1.5小齿轮名义转矩：T1=9550 材料弹性影响系数ZE ： 由机械手册查得 ZE=188Mp区域系数 ： ZH=2.5重合度系数：t=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/120）=1.69 Z=许用应力 ： 查手册，按一般可靠要求取SH=1 则 取两式计算中的较小值，即H=620Mpa于是 d3 = =66.7 mm （4）确定模数: md3/Z1=66.7/21=3.18 取标准模数值 m=3 （5） 大小齿轮几何尺寸计算=m

10、Z1=321=63mmZ2=3120=360 mm两齿轮的中心距：a=m（Z1+Z2）/2=3（21+120）/2=211.5mm取小齿轮宽度 b1=65 mm ，大齿轮齿宽b2=60mm取Z1=21，则Z2=126 （6）齿轮其他尺寸计算 分度圆直径 d1=mZ1 =3 d2=mZ2 =3126=378 mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=63+23=69mm da2=d2+2ha=378+23=384mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=63-21.25=60.25mm df2=d2-2hf=378-21.25=375.25mm中心距 a=m（Z1+Z2）/2=220.5mm齿宽 b1=

11、65mm b2=60mm （6） 验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=d3n3/（601000） =3.1460313/（601000）=0.98 m/s对机械手册可知选择8级精度合适6、传动轴的设计 1，小齿轮轴的计算参数（1）按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P1=2.78KW,转速为n3=313 r/min（3）确定轴各段直径和长度1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=30mm，又带轮的宽度B=（Z-1）e+2f=（3-1）18+28=52mm则第一段长度L1=60mm2右起第二段直径取D2=38mm根据

12、轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为dDB=408018，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=20mm4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm，长度取L4=10mm5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为66mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=66mm，长度为L5=65mm6右起第六段，为滚动轴承

13、的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm长度取L6=10mm7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=18mm（2）求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d4=63mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =0.66105Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=20.66105/360=366.67N 求径向力FrFr=Fttan=366.67tan200=135.65NFt，Fr的方向如下图所示（3）轴上支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =183.33N 垂直面的

14、支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr50/100=67.4 N（4）画弯矩图 左起第五段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA50=9166.5 N.m 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA50=3370N.m 弯矩图如图（一）（5）判断危险截面并验算强度左起第五段剖面C处弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=112.77N.m ,查手册有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/（0.1D53）=112.771000/（0.1603）=5.22N.m-1左起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e=

15、MD/W= MD/（0.1D13）=54303）=2013.11 Nm 所以确定的尺寸是安全的 。2，大齿轮轴的计算参数同小齿轮轴一样，有：按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P1=2.78KW,转速为n3=313r/min （3）确定轴各段直径和长度1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取45mm，根据计算转矩TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，查标准GB/T50142003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取

16、52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为dB=5521，那么该段的直径为55mm，长度为L3=364右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm,长度取L5=10mm6右起第六段，该

17、段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=21mm 大齿轮分度圆直径：d4=360mmT1 =4.01105 N4.01105/360=2227.8Ntan=2227.8tan200=810.8N根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。RA=RB=Ft/2 =1113.9N50/100=405.4 N 右起第五段剖面C处的弯矩：50=5565O.6 N.m50=20270N.m 弯矩图如图（二）右起第五段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。443）=3.92N/m48000因此预期寿命足够，此轴承合格。2.输出轴的轴承

18、设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1044.8N查机械手册，选择6211轴承 Cr=43.2KN8、键联接设计1输入轴与大皮带轮联接采用平键联接此段轴径d1=30mm,D1=60mm查手册得：A键 87 GB1096-79 L=L1-b=60-8=52mmT=92.85Nm h=7mmp=4 T/（dhL）=466.151000/（30752） =24.23Mpa R （110Mpa）2、输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径D1=30mm L1=60mm T2=401,49Nm选A型平键 GB1096-79L=L1-b=60-12=48m

19、m h=8mm T2/（D1401.49848） = 104,72Mpa p （110Mpa）9、箱体结构设计（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。（3）透视口用来检查油面高度，以保证有正常的油量。（4）减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机

20、体有缝隙处的密封性能。（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。（6）定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。（8）密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，

21、以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚1机座凸缘厚度b10机盖凸缘厚度b 1机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df地脚螺钉数目n4轴承端盖螺钉直径d3窥视孔盖螺钉直径d4定位销直径d轴承旁凸台半径R124, 16外机壁至轴承座端面距离L1，L2 14，18大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 机盖、机座肋厚m1 ,m27,7轴承端盖外径D280轴承端盖凸缘厚度t 10、密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳

22、体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑（1） 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。（2） 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。11、联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算计算转矩Tc=KaTa=0.9401.49=361.34Nm，其中KA为工况系数，Ka= 0.9（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查指导书P192表14-6，选用HL4J1型弹性柱销联，其额定转矩T=1250N.m, 许用转速n=4000r/min ,故符合要求。四 设计小结 在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来