带式运输机传动装置设计.docx

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带式运输机传动装置设计

武汉工业学院

毕业设计

题目带式传动机设计

学生姓名

学号

学院

专业机械设计制造及其自动化

指导教师

二Ｏ一二年五月八日

一、精密机械课程设计任务书.……………………………….2

二、精密机械课程设计说明书………………………………2

1传动方案拟定…………….……………………………….2

2电动机的选择……………………………………….…….2

3计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4

4运动参数及动力参数计算………………………….…….5

5传动零件的设计计算………………………………….….6

6轴的设计计算………………………………………….....12

7滚动轴承的选择及校核计算………………………….…18

8键联接的选择及计算………..……………………………22

9设计小结…………………………………………………..23

10参考资料目录……………………………………………..23

三、设计图纸…………………………………………26

河北联合大学

课程设计

所在学院

轻工学院

专业

冶金工程

学生姓名

学号

班级

开始时间

提交时间

指导教师

题目

带式运输机传动装置设计

题目性质

及来源

性质

□理论研究■应用研究□技术开发□其他

主要内容

设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器

传动简图如下：

原始数据：

数据编号

1

2

3

4

5

运输带工作拉力F/N

1100

1150

1200

1250

1300

运输带工作速度V/（m/s）

1.5

1.6

1.7

1.5

1.55

卷筒直径D/mm

250

260

270

240

250

数据编号

6

7

8

9

10

运输带工作拉力F/N

1350

1400

1450

1500

1600

运输带工作速度V/（m/s）

1.6

1.55

1.6

1.7

1.8

卷筒直径D/mm

260

250

260

280

300

工作条件：

一班制，连续单向运转。

载荷平稳，室内工作，有粉尘。

使用期限：

10年

动力来源：

三相交流电（220V/380V）

运输带速度允许误差：

±5%。

备注

设计计算说明书

一、传动方案拟定

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

（1）工作条件：

使用年限8年，工作为单班工作制，载荷平稳，环境清洁。

（2）原始数据：

输送带拉力F=1200N；带速V=1.7m/s；

滚筒直径D=270mm；滚筒长度L=500mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.885

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000η总）

=1200×1.7/（1000×0.885）

=2.305KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/（πD）

=60×1000×1.7/（π×270）

=120.25r/min

按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~20）×120.25=721.5~2405.01r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/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：

因此有三种传支比方案：

如指导书P15页第一表。

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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。

4、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。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/120.25=7.98

2、分配各级传动比

（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=7.98/3=2.66

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

n0=n电机=960r/min

nI=n0/i带=960/2.66=360.9（r/min）

nII=nI/i齿轮=120.3（r/min）

nIII=nII=120.3（r/min）

计算各轴的功率（KW）

P0=P工作=2.305KW

P

=P0η带=2.305×0.96=2.2128KW

P

=P

×η齿×η承=2.10KW

P

=P

×η承×η联=2.10×0.98×0.99

=2.037KW

3计算各轴扭矩（N·mm）

4To=9550×P0/n0=9550×2.305×1000/960=22.93N·m

T

=9550×P

/n

=9550×2.2128×1000/360.9

=58.55N·m

T

=9550×P

/n

=9550×2.10×1000/120.3

=166.71N·m

TIII=9550×PIII/nIII

=9550×2.037×1000/120.3

=161.74N·m

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V选带截型

由课本P83表5-9得：

kA=1

PC=KAP=1×2.305=2.305KW

由课本P82图5-10得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为63~100mm

则取dd1=100mm>dmin=63

dd2=n1/n2·dd1=960/360.9×100=266mm

由课本P74表5-4，取dd2=270mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/270

=355.56r/min

转速误差为：

（n2-n2’）/n2=（360.9-355.56）/360.9

=0.0148<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

根据课本P84式（5-14）得

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（100+270）≤a0≤2×（100+270）

所以有：

259mm≤a0≤740mm

由课本P84式（5-15）得：

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

=2×500+1.57（100+270）+（270-100）2/4×500

=1595.35mm

根据课本P71表（5-2）取Ld=1600mm

根据课本P84式（5-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=500+（1600-1595.35）/2

=502.325mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30

=1800-（270-100）/×502.325×57.30

=1800-19.390

=160.610>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P1=0.97KW△P1=0.08KW

Kα=0.96KL=0.99

得

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=2.305/【（0.97+0.08）×0.96×0.99】

=2.38

（6）计算轴上压力

由课本表查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：

F0=[500PC/（ZV）]×（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×2.305/（3×5.03）]×（2.5/0.96-1）+0.1×5.032N

=125.05N

则作用在轴承的压力FQ，

FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×3×125.05sin（160.610/2）

=739.58N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据表选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

由式（6-15）

确定有关参数如下：

传动比i齿=3

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=3×20=120

实际传动比I0=60/20=3

传动比误差：

（i-i0）/I=（3-3）/3=0%<2.5%可用

齿数比：

u=i0=3

由表取φd=0.9

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.1/120.3

=166708.23N·mm

（4）载荷系数k

取k=1

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH由课本查得：

σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa

由课本P133式6-52计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×120.3×8×365×10

=2.11×108

NL2=NL1/i=2.11×108/3=7.03×107

由课本查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=0.92ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa

=343Mpa

故得：

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=76.43[1×166708.23×（3+1）/0.9×3×3432]1/3mm

=97.8mm

模数：

m=d1/Z1=97.8/20=4.98mm

根据课本表取标准模数：

m=5mm

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=5×20mm=100mm

d2=mZ2=5×60mm=300mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×100mm=90mm

取b=90mmb1=90mm

（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=90由表6-9相得

YFa1=2.80YSa1=1.55

YFa2=2.28YSa2=1.69

（8）许用弯曲应力[σF]

[σF]=σFlimYSTYNT/SF

由设计手册查得：

σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa

YNT1=0.88YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=2kT1/（bm2Z1）YFa1YSa1

=2×1×166708.23/（90×52×20）×2.8×1.55Mpa

=32.16Mpa<[σF]1

σF2=2kT1/（bm2Z2）YFa1YSa1

=2×1×166708.23/（90×52×60）×2.28×1.69Mpa

=9.52Mpa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=5/2（20+60）=200mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/（60×1000）=3.14×100×120.3/（60×1000）

=0.63m/s

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据设计手册例题，并查表10-2，取c=115

d≥115（2.2128/360.9）1/3mm=21.05mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=21.05×（1+5%）mm=22.10

∴选d=23mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

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

（2）确定轴各段直径和长度

工段：

d1=23mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=23+2×2×1.5=29mm

∴d2=29mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=41mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：

（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=100mm

②求转矩：

已知T2=58554.28N·mm

③求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d2=58554.28/50=1171.09N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=1171.09×tan200=426.24N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=50mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=213.12N

FAZ=FBZ=Ft/2=585.55N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=213.12×50=10.656N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=585.55×50=29.2775N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（10.6562+29.2782）1/2=31.156N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=58.55N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[31.1562+（1×58.55）2]1/2=66.32N·m

（7）校核危险截面C的强度

σe=Mec/（0.1d33）=66.32/（0.1×413）

=9.62MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据设计手册表取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（2.168/76.4）1/3=35.08mm

取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=300mm

②求转矩：

已知T3=271N·m

③求圆周力Ft：

Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N

（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（16.12+44.262）1/2

=47.1N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[47.12+（1×271）2]1/2

=275.06N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×453）

=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=458.2r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

轴承内部轴向

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N

（3）求系数x、y/

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本表得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本表取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/458.2×（1×23000/750.3）3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=569.1N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

根据课本表得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据表取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=3

根据手册7207AC型轴承Cr=30500N

根据课本表得：

ft=1

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/76.4×（1×30500/1355）3

=2488378.6h>48720h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N·mh=7mm

得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·m

查手册P51选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm

查手册P51选用A型平键

键16×10GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

1

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。