带式运输机传动装置设计

1设计说明书设计题目：带式运输机传动装置的设计。一、设计任务已知条件；1、工作条件；单班工作， （每班 8 小时）单向齿轮传动，有轻微冲击。2、工作时间：十年3、原动机为电动机二、传动方案分析单级圆柱齿轮减速器的传动比一般小于 5，使用直齿.斜齿或人字齿齿轮，传动功率可达数万千瓦，效率较高。工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。轴线可作水平布置.上下布置或铅直布置。原始数据；1、运输带传递的有效圆周力 F=4000N2、运输带速度 V=0.753、滚筒的计算直径 D=300mm4、总体布置简图 轴 轴 轴三、选择电动机电动机已经标准化.系列化。应按照工作机的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型.容量和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。1、电动机类型和结构型式的选择按已知工作和要求选用 Y 型全封闭式笼型三相异步电动机2、选择电机功率工作机所需的电动输出功率为： dp= w2由 wp= FV10电动机至工作机间的总效率为： w= 123456 其中 123456分别为带传动.齿轮传动的轴承.齿轮传动.联轴器.卷筒轴的轴承及卷筒的效率。.取 = 970. = . 3= 975.0 4= . 5= 97.0 6= 80.则： w= )(82=所以： dP= FV1= 8.1/4smN= .kw 3、确定电动机卷筒轴的工作转速：wn= D106= 3014.75.6min/按推荐的合理传动比范围，取 V 带传动的传动比 1= 42，单级齿轮传动比 2i= 53，则合理总传动比的范围为 i= 06，故电动机转速的可选范围为： dn= wi= )06(r/7.所以： dn= 987符合这一范围的同步转速有 mi/75r与 in/1 根据计算出的容量，查资料可知道有四种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较 4 个方案可得，电动机型号为 Y280M-6 比较适中，所选电动机的额定功率为 edp= kw2.，满载转速为 n940r/，总传动比较适中，传动装置结构比较紧凑。电动机型号 额定功率 kWPed/同步转速 满载转速Y280M-6 2.2 750 9404、计算总传动比和分配传动比由选定电动机的满载转速 mn和工作机主动轴的转速 wn可得传动装置的总传动比为： wmni68.197.40取带 3.94；齿轮 5i四、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速In= 0im= in75.3894.rI= 1= i= mi1.43In= 2iI= 210im= 7.42、各轴的输入功率1dIP= kw6.39.53I 45.7042 kI 283.3、各轴输入转矩mNnpTmdd 1.389405.9506.7.138iI621I 28.39.4I四、带传动设计 设计 V 带传动时，一般已知条件是：传动的工作情况，传递的功率P，两轮转速 1n、 2（或传动比 i）以及空间要求等。具体的设计内容有：确定 V 带的型号、长度和根数，传动中心距及带轮直径，画出带轮零件图等。1、原始数据额定功率 kwed57.3 带传动比 94.31i min/0rn2、确定计算功率计算功率 CP是根据传递的额定功率(如电动机的额定功率)P, AK表示工作情况系数，并考虑载荷性质以及每天运转时间的长短等因素的影响而确定的，即 KA式中 AK为工作情况系数，查表得 1.AwPc 125.47.313、选择 V 带的型号根据计算功率 CP和主动轮转速 1n，由教材 133 页图 8.12 和图 8.13可得选择 V 带型号。轴名参数 电动机轴 轴 轴 卷筒轴转速 n/(r/min)输入功率 P/kW输入转距 T/(Nm)9403.7538.1238.753.64145.6147.713.45690.6847.713.28632.28传动比 I效率 3.940.97 50.94 10.944根据 cPkw125.4 1nmr/940选择 A 型普通 V 带。4、确定带轮基准直径 1d、 2根据表 8.6 和图 8.13 选取 0且 1dm75in大带轮基准直径为 12ddn mi/579.2384.902rn所以 md39.40. 根据表 8.3 选取标准值 d25则实际传动比 i、从动轮的实际转速分别为 i= 86.310425din/5.243mn/86.394012 rrin从动轮的转速误差率为: %976.10239.在 %5以内，为允许值。5、验算带速： 41.50691v带速在 sm/25范围内6、确定带的基准长度 dL和实际中心距 a1(7.0d )(2)2102a5656取 0由带传动的几何关系可得带的基准长度计算公式：0222104)()(2addaLm193755由表 8.4 选取基准长度 mLd实际中心距为 200a)20(5.1中心距 的变动范围为da15.min)15.3(= m.5Lx 0. 917、校验小带轮包角 1a.78021xd 12063.47.5.858、确定 V 带根数 zLaccKpPpz)(00根据 md1、 in/941rn查表 8.10，用内插法可得oPkw14.)8(8. 功率增量 0为 1ib由表 8.18 查得 bK30275.根据传动比 ,94i查表 8.19 得 iK173.，则kwP).1(0.13 k4980 由表 8.4 查得带长度修正系数 .L由图 8.11 查得包角系数93.aK，得普通 V 带根数03.19)348.01.(25z 根 89.2根园整得 根。9、求初拉力 0F及带轮轴上得压力 QF由表 8.6 查得 A 型普通 V 带的每米长质量 mkgq/10.根据式（8.19）得单根 V 带的初拉力为20)15.(qvKzvPac= N2)14.5(0.93.04.3 =228.2486N由式（8.20）可得作用在轴上的压力 QF为2sin10zFQN82.152063.47i86. 10、设计结果选用 3 根 A-2000GB11544-89 带，中心距 ma5.31，带轮直径,450,12mdd轴上压力 FQ82.15五、齿轮传动设计单级圆柱齿轮减速器的最大传动比一般为 imx=810，作此限制主要为避免外廓尺寸过大。原始数据： kwP64.31 Inin/7.238r 1 MNTI 3106.4561、选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用 45 钢调制，硬度为 220250HBS；大齿轮选用 45 钢正火，硬度为 170210HBS。因为是普通减速器、由表 10.21 选 8 级精度，要求齿面粗糙度 mRa3.62。 2、按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用公式（10.22）求出 1d值。确定有关参数与系数：1) 转距 1T： MNI 3106.452） 载荷系数 ：查表 10.11 取 1.3） 齿数 和齿宽系数 d小齿轮的齿数 1取为 20，则大齿轮齿数 102。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表 10.20 选取 1d4）许用接触应力 H由图 10.24 查得a5601lim， a5302lim由表 10.10 查得 HS81 16.)41(7.23860 hnjLN72 .4/./i查图 10.27 得 01NT 0.2NTZ由式（10.13）可得aSZHlH56im1NT 2130.2li2故： mudHd 65561.4.476)(43.763221 mzm.051由表 10.3 取标准模数 3（3） 主要尺寸计算zd602132mbd经圆整后取 m602， b521za 2.1)0(5.)(13、按齿根弯曲疲劳强度校核7由式（10.24）得出 F，如 F则校核合格。确定有关系数与参数：1）齿形系数 Y查表 10.13 得 65.21F， 18.2FY。2）应力修正系数 S查表 10.14 得 9.， 0.2S。3）许用弯曲应力 F由图 10.25 查得 a1lim， aF192lim。由表 10.10 查得 3.。由图 10.26 查得 21NTY由式（10.14）可得aSFF 1623.0lim1NT4.92li2故 aYzbSFF 95.162536012311aaF31aFSFF 14639.82122 齿根弯曲强度校核合格4、验算齿轮的圆周速度 smnd/8.0/10675.238.106由表 10.22 可知，选 8 级精度是合适的。5、设计结果齿轮 直径 )(m宽度 )(模数 )(中心距小 60 60 3大 303 65 3 126六、轴的设计1、轴的设计（1） 原始数据： min75.238sn kwP64.3 mNT.106.53（2）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器的传递功率为中小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 号钢并经调质处理，由表 14.4 查得强度极限 MPaB5，再由表 14.2 得许用应力 Mb601。8（3）各轴段直径的确定按扭转强度估算轴的小直径：根据表得 1078C 由式得 mmnPC26.953.7.238641073将估算直径加大 %5，取为 。有设计手册去标准直径md301（4）设计轴的结构并绘制结构草图1）确定轴上零件的位置和固定方式 2）确定各轴段的直径 轴段（外伸段）直径最小， md301；轴段直径， md352；轴段直径， md753；轴段直径， 4；轴段直径，d353）确定各轴段的长度轴段长度， l18 轴段长度， l632 ，轴段长度l403，轴段长度 l4（5）轴的校核原始数据： mL361， 12， mL563，作用在齿轮上的圆周力为： NdTFIt .264710/.142/3径向力为 NFtr 9.04570an作用在轴 2 带轮上的外力 Q1252.82N 求垂直面的支承反力： lrV425178.321NFVrV5812 求水平面的支承反力： ltH072641Ht 146782 绘制垂直面弯矩图： NmlFMVQ3.5034251或 9618 绘制水平面弯距图9NmlFMHQ 48.21036831 或 517472 求合成弯距图：由公式 QHV可得 NQ .48.23.1522 aMmaV 13796 求危险截面当量弯距：从图可见， m处截面最危险，其当量弯距为：（取折合系数 6.0）eTQ 4.98)6.45.0(1.45)( 2222 计算危险截面处轴的直径：因为材料选择 #正火，查表得 MPaB，查表得许用弯曲应力MPab601，则： mdbe 4.253.97601.31.03 因为 md4.25132 ，所以该轴是安全的。 2、轴 II 的设计（1）原始数据： kwP45.3功 率 min/71.rn mNT31068.9,压力角 0，齿轮分度圆直径 d20（2）求作用在齿轮上的力NdTFt 4.750168.923110径向力 23.980tan4.27tanrF（3）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器的传递功率为中小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 号钢并经调质处理，由表 14.4 查得强度极限 MPaB650，再由表 14.2 得许用应力 MPb601（4）按扭转强度估算轴径根据表 14.1 得 C=118107.按扭转强度估算轴的最小直径 3nCd查表取 ,1807C所以 33 71.45)(nPd m)2.496.(考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 3%5%，取为 45.951.66mm,由设计手册取标准直径 5 m501（5）设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部