交通运输带式运输机传动装置设计任务书精编.docx

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交通运输带式运输机传动装置设计任务书精编

（交通运输）带式运输机传动装置设计任务书

课程设计说明书

机械设计

（机械设计基础）

设计题目带式运输机传动装置

学院工学院

专业班级

设计者

学号

指导教师

完成日期2009年1月8日

中南大学

壹、前言…………….…………………………………………

二、设计任务…………….……………………………………

三、计算过程及计算说明

壹传动方案拟定…………….……………………………

二电动机的选择……………………………………….…

三计算总传动比及分配各级的传动比……………….…

四运动参数及动力参数计算………………………….…

五传动零件的设计计算………………………………….

六轴的设计计算………………………………………….

七滚动轴承的选择………………………………………

八键联接的选择及计算………..…………………………

九减速箱体结构………………………………………….

十润滑和密封………………………………………….....

四、小结…………………………………………………….

五、参考资料………………….………………………….

壹、前言

（壹）

设计目的：

通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉壹般的机械装置设计过程。

（二）

传动方案的分析：

机器壹般是由原动机、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，仍要求结构简单、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。

传动方案采用了俩级传动，第壹级传动为带传动，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，仍可缓和冲击和振动，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壹。

本设计采用的是单级直齿轮传动。

壹、设计任务

具体要求：

1、电动机类型确定

2、单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算

3、编写壹份设计说明书

4、装配图壹张（1号图纸）、齿轮及轴的零件图各壹张

二、计算过程及计算说明

壹、传动方案拟定

第三组：

设计单级圆柱齿轮减速器和壹级带传动

（1）工作条件：

使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。

（2）原始数据：

滚筒圆周力F=4200N；带速V=0.85m/s；滚筒直径D=600mm。

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×η4轴承×η闭式齿轮×η联轴器×η滚筒×η开式齿轮

=0.96×0.994×0.97×0.99×0.96×0.95

=0.81

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=4200×0.85/1000×0.81

=4.421KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×0.85/π×600

=27.07r/min

按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动壹级减速器传动比范围I‘1=3～6。

取V带传动比I’2=2～4，则总传动比理时范围为I‘a=18～144。

故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×n筒=487～4954r/min

符合这壹范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。

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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。

4、确定电动机型号

根据之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Y132M2-6。

其主要性能：

额定功率：

5.5KW，满载转速960r/min，质量84kg。

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=960/27.07=35.46

2、分配各级伟动比

（1）取V带，圆柱齿轮i齿轮=i减速器=3.8（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i齿轮×iV带×i减速器

∴iV带=i总/（i齿轮i减速器）=35.46/3.84=2.456

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

V带高速轴nI=n电机=960r/min

减速器高速轴nII=nI/iV带=960/2.456=390.9（r/min）

减速器低速轴nIII=nII/i减速器=390.9/3.8=102.9（r/min）

传动滚筒轴nIV=nIII/i齿轮=102.9/3.8=27.07（r/min）

2、计算各轴的输入功率（KW）

V带低速轴PI=P工作=5.5KW

减速器高速轴PII=PI×η带=5.5×0.96=5.28KW

减速器低速轴PIII=PII×η轴承×η齿轮=5.07KW

开式齿轮高速轴PIV=PIII×η轴承×η联轴器

=5.07×0.99×0.99=4.97KW

滚筒轴PV=PIV×η轴承×η开式齿轮

=4.97×0.99×0.95=4.67KW

3、计算各轴扭矩（N·m）

电动机输出轴TI=9.55×106PI/nI

=9.55×103×5.5/960=54.714N·m

减速器高速轴TII=9.55×106PII/nII

=9.55×106×5.28/390.9=128.995N·m

减速器低速轴TIII=9.55×106PIII/nIII

=9.55×106×5.09/102.9=470.539N·m

开式齿轮高速TIV=9.55×106PIV/nIII

=9550×4.97/102.9=461.289N·m

滚筒轴TV=9.55×106PV/nIV

=9550×4.67/27.07=1647.525N·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带截型

由课本P205表13-6得：

kA=1.1

PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW

由课本P205图13-15得：

选用A型V带

（2）确定大小带轮基准直径，且验算带速

由课本表13-7得，推荐的小带轮基准直径为75mm

则取dd1=125mm>dmin=75

dd2=n1/n2·dd1=960/309.9×125=306.9mm

由课本P74表5-4，取dd2=300mm

实际从动轮转速n2‘=n1dd1/dd2=960×125/300

=400r/min

转速误差为：

n2-n2‘/n2=390.9-400/390.9

=-0.023<0.05（允许）

验算带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×125×960/60×1000

=6.28m/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P195式（13-2）得

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（125+300）≤a0≤2×（125+300）

取a0=650mm

由课本P195式（13-2）得：

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

=1979.4mm

根据课本P202表（13-2）取Ld=2000mm

根据课本P206式（13-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=660mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1650>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P203表（13-3）P1=1.37KW

根据课本P204表（13-4）△P1=0.11KW

根据课本P8204表（13-5）Kα=0.96

根据课本P202表（13-2）KL=1.03

由课本P204式（13-15）得

Z=PC/P‘=PC/（P1+△P1）KαKL

=4.13

（6）计算轴上压力

由课本P201表13-1查得q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=158.5N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）

FQ=2ZF0sinα1/2=1571N

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大，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，取250HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P162表11-2选9级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6～3.2μm

σHlimZ1=680MpaσHlimZ2=560Mpa

通用齿轮和壹般工业齿轮，按壹般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

σFlim1=240MpaσFlim2=190Mpa

按壹般可靠度选取安全系数SF=1.25

[σH]1=σHlim1/SH=680/1.1Mpa

=618.2Mpa

[σH]2=σHlim2/SH=560/1.1Mpa

=509.1Mpa

[σF]1=σFlim1/SF=240/1.3Mpa

=184.6Mpa

[σF]2=σFlim2/SF=190/1.3Mpa

=146.2Mpa

（2）按齿面接触疲劳强度计算中心距a

T1=128995N·mm

选取载荷系数K=1.4齿宽系数φa==0.4u=i齿=3.8

则a>=（u+1）3（335/[σH]2*KT1/uφa=178.5

（3）确定齿数和模数

传动比i齿=3.8

取小齿轮齿数Z1=35。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=133

实际传动比I0=3.31

传动比误差：

i-i0/I=1%<2.5%可用

模数：

m=2a/Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm

根据课本表4-1取标准模数：

m=2.5mm

确定中心距a=m/2（Z2+Z1）=210mm

（4）齿宽b=φdd1=0.4*210=84

取大齿轮宽为84mm小齿轮齿宽89mm

（5）校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本P167图（11-9）得YF1=2.5YF2=2.14

σF1=（2kT1/bm2Z1）YF1=49.14Mpa≤[σF1]

σF2=σF1YF2/YF1=442.06Mpa≤[σF2]安全

（6）齿轮的几何尺寸计算

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×35mm=87.5mm

d2=mZ2=2.5×133mm=332.5mm

齿顶圆直径：

da1=d1+2m=87.5+5=92.5mm

da2=d2+2m=332.5+5=337.5mm

全齿高：

h=2.25m=2.25*2.5=5.6mm

（7）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×87.5×390.9/60×1000

=1.79m/s

选8级精度合宜

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

根据课本P230（14-2）式，且查表14-2，取c=115

d≥115（5.28/390.9）1/3mm=27.4mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=27.4×（1+5%）mm=28.8mm

∴选d=30mm

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，相对俩轴承对称分布，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，俩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

d1=30mmL1=72mm

d2=36mmL1=58mm

d3=43mmL1=43mm

d4=50mmL4=87mm

d5=58mmL5=7mm

d6=36mmL1=4mm

d7=43mmL1=25mm

初选用深沟球承6209d=45D=85B=19Cr=24.5

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=87.5mm

②求转矩：

已知T1=128995N·mm

③求圆周力：

根据课本P163（11-1）式得

Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N

④求径向力Fr

根据课本P163（11-1）式得

Fr=Ft·tanα=2948.457×tan200=1073.2N

⑤强度校核

（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=536.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N

由俩边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=536.6×50=9.1N·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=1474.229×50=25N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=48N·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

=[26.62+（1×48）2]1/2=54.88N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa<[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）

根据课本P230页式（14-2），表（14-2）取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（5.07/102.9）1/3=45.31mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=45.31×（1+5%）mm=47.6mm

取d=50mm

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，能够将齿轮安排在箱体中央，相对俩轴承对称分布，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，俩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

d1=50mmL1=70mm

d2=56mmL1=60mm

d3=63mmL1=45mm

d4=70mmL4=80mm

d5=76mmL5=7mm

d6=63mmL1=30mm

d7=72mmL1=4mm

初选用深沟球承6213d=65D=120B=23Cr=44.0

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=332.5mm

②求转矩：

已知TIII=470.539N·m

③求圆周力Ft：

根据课本P163（11-1）式得

Ft=2T3/d2=2×470.539×103/332.5=2830.3N

④求径向力Fr根据课本P163（11-1）式得

Fr=Ft·tanα=2830.3×0.36379=1030.1N

⑤校核

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1N

FAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N

（2）由俩边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=515.1×94.5/2*1000=23.34N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1415.2×94.5/2*1000=66.87N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（23.342+66.872）1/2

=70.83N·m

（5）计算当量弯矩：

α=0.6

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[70.832+（0.6*470.5）2]1/2

=291.1N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=291.1/（0.1×543）

=18.5Mpa<[σob]=70Mpa

∴此轴强度足够

七滚动轴承的选择

1、计算输入轴承

选用6209型深沟球轴承，其内径d为45mm,外径D为85mm，宽度B为19mm.Cr=24.5kN

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

（1）已知nⅡ=458.2r/min

俩轴承径向反力：

FR1=FR2=500.2N

初先俩轴承为6209型深沟球轴承

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取壹端为压紧端，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P263表（11-8）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P263表（11-9）取fP=1.5

根据课本P262（11-6）式得

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

由课本P264（11-10c）式得

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

选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm，外径D=120mm，宽度B为23mmCr=44.0kN

（1）已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0FR=FAZ=903.35N

试选6213型深沟球轴承

根据课本P265表（11-12）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

∴任意用壹端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

俩轴承轴向载荷：

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P263表（11-8）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（11-9）取fP=1.5

根据式（11-6）得

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P717207AC型轴承Cr=30500N

根据课本P264表（11-10）得：

ft=1

根据课本P264（11-10c）式得

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

1、带轮和输入轴采用平键

轴径d1=30mm,L1=75mm

查手册得单圆头普通平键用于轴端，选用C型平键，得：

b×h=8×7l=L1-b=75-8=67mm

T2=129N·mh=7mm

σp=4TⅡ/dhl=4×128995/30×7×67

=36.67Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴和齿轮联接采用平键联接

轴径d4=50mmL4=87mmTⅡ=128.995N·m

查手册10-9选A型平键

键14×9l=L4-b=87-14=73mmh=9mm

σp=4T/dhl=4×128995/50×9×73

=15.71Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴和齿轮联接用平键联接

轴径d4=70mmL4=82mmTⅢ=470.539N.m

查手册选用A型平键

键20×12l=L4-b=82-20=62mmh=12mm

σp=4TⅢ/dhl=4×470539/70×12×62

=36.14Mpa<[σp]

4、输出轴和联轴器联接用平键联接

轴径d1=50mmL1=75mmTⅢ=470.539N.m

查手册选C型平键

键16×10

l=L1-b=75-16=59mmh=10mm

σp=4TⅢ/dhl=4×470539/16×10×59

=101.87Mpa<[σp]（110Mpa）

九减速箱体结构

1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。

尺寸列入下表，单位mm。

符号

名称

尺寸

备注

底座壁厚

不小于8

σ1

箱盖壁厚

σ1=0.8σ=8

不小于8

箱底座上不凸缘厚

b=1.5σ=15

箱盖凸缘厚

b1=1.5σ1=12

想底座厚

b2=2.5σ=25

箱座加强肋厚

m=0.85σ=8.5

箱盖加强肋厚

m1=0.85σ1=6.8

地脚螺栓直径

df=20

手册查得

轴承旁连接螺栓直径

d1=0.75df=15

n=4

箱座和箱盖连接螺栓直径

d2=0.5df=10

轴承盖固定螺栓直径

d3=8

手册查得

视孔盖螺栓直径

d4=0.4df=8

箱壳外壁至螺钉中心线间的距离

c1=26

c1=24

可由手册查得

底座上部或下不凸缘宽

k=c1+c1=50

小轴承盖螺钉分布圆直径

D1=D+5d3=105

D=85为小轴承外径

105

大轴承盖螺钉分布圆直径

D2=D+5d3=160

145

115

箱盖外表面圆弧半径

196.75

十润滑和密封

壹、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.8m/s，所以浸油高度约为六分之壹大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于齿轮周向速度为1.8m/s＜2m/s所以宜用脂润滑，应开设封油盘。

三、润滑油的选择

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。

F=4200N

V=0.85m/s

D=600mm

η滚筒=27.07r/min

η总=0.81

P工作=4.421KW

电动机型号

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