带式运输机传动装置设计任务书

1、精品资料推荐 37 课程设计说明书 二、计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：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 。 F=4200N V=0.85m/s 二、电动机选择 D=600mm 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： n总=n带x“4由承x”闭式齿轮联轴器滚筒Xr开式齿轮 =0.96 0.994 0.97 0.99 X.96 0.95 n 滚筒=27.07r/

2、min =0.81 n 总=0.81 （2）电机所需的工作功率： P 工作=4.421KW P 工作=FV/1000 n 总 =4200X0.85/1000 X.81 =4.421KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 筒=60X 1000V/ nD =60 X 1000 X 0.85/ nX 600 =27.07r/min 按手册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 1=36。取V带传动比I 2=24，则总传动比理时范围为 I a=18144。故电 动机转速的可选范围为 n d=l aX筒=4874954r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000

3、、和1500r/min等。 根据容量和转速，由有关手册查岀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 Y132M2-6。 其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960r/min，质量84kg。 电动机型号 Y132M2-6 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 (

4、单级减速器i=36合理) (2) ：i总=i齿轮XV带X减速器 / iV 带=i 总/ (i 齿轮 i 减速器)=35.46/3.84=2.456 i 总=35.46 据手册得 四、运动参数及动力参数计算 i齿轮=3.8 1、计算各轴转速（r/min ） i V 带=2.456 V带高速轴nl=n电机=960r/min 减速器高速轴 nll=nl/iV 带=960/2.456=390.9(r/min) 减速器低速轴 nlll=nll/ i 减速器=390.9/3.8=102.9(r/min) 传动滚筒轴nlV= nlll/i 齿轮=102.9/3.8=27.07(r/min) nl =960r

5、/min 2、计算各轴的输入功率（KW） nll=390.9r/min V带低速轴Pl=P工作=5.5KW nlll=102.9r/min 减速器高速轴PII=PI Xt带=5.5 X0.96=5.28KW nIV=27.07 r/min 减速器低速轴PIII=PII X轴承Xn齿轮=5.07KW 开式齿轮高速轴PIV = PIIIX轴承xn联轴器 =5.07 X0.99 X.99=4.97 KW PI=5.5KW 滚筒轴PV = PIV Xn轴承Xr开式齿轮 PII=5.28KW =4.97 X0.99 X).95=4.67 KW PIII=5.07KW 3、计算各轴扭矩（Nm ） PIV

6、=4.97KW 电动机输出轴 Tl=9.55 X106PI/nI PV =4.67KW =9.55 X103X5.5/960=54.714N m 减速器高速轴Tll=9.55 X06PII/nII =9.55 X106X5.28/390.9=128.995Nm 减速器低速轴 Tlll=9.55 X06PIII/nIII =9.55 X106X5.09/102.9=470.539Nm TI=54.714N m 开式齿轮高速TIV=9.55 X106 PIV / nlll TII=128.995N m =9550 4.97/102.9=461.289 Nm 滚筒轴 TV=9.55X 106 PV

7、/ nIV =9550 X 4.67/27.07=1647.525 N 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=1.1X 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，并验算带速 由课本表13-7得，推荐的小带轮基准直径为75mm 则取 dd1=125mmdmin=75 dd2=n1/n2 -dd1=960/309.9 X125=306.9mm 由课本 P74 表 5-4，取 dd2=300mm 实际从动轮转速 n2 =n1dd1/dd2=960X

8、125/300 =400r/min 转速误差为：n2-n2 /n2=390.9-400/390.9 =-0.0230.05(允许) 验算带速 V： V=ndd1n1/60 X1000 =nX 125X 960/60 X 1000 =6.28m/s 在525m/s范围内，带速合适。 TIII=470.539N m TIV=461.289 N m TV=1647.525 N -m dd 仁 125mm dd2=306.9mm 取标准值 dd2=300mm n2 =400r/min V=6.28m/s (3) 确定带长和中心矩 根据课本P195式(13-2 )得 0.7(dd1+dd2) a0 2(

9、dd1+dd2) 0.7(125+300) a01200 (适用) a=660mm (5)确定带的根数 根据课本 P203表(13-3 ) P仁1.37KW 根据课本 P204 表(13-4 ) P1=0.11KW 根据课本 P8204 表(13-5 ) Ka =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)K a KL =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/K al) +qV2 =15

10、8.5N 则作用在轴承的压力 FQ，由课本P87式(5-19 ) FQ=2ZF0sin a 1/2=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240260HBS，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RaC1.63.2 gm a HlimZ1=680Mpa a HlimZ2=560Mpa 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 a Flim仁240Mpa a Flim2 =190Mpa 按

11、一般可靠度选取安全系数SF=1.25 a H1= a Hlim1/SH=680/1.1Mpa =618.2Mpa a H2= a Hlim2/SH=560/1.1Mpa =509.1Mpa a F1= a Flim1 /SF=240/1.3Mpa =184.6Mpa a F2= a Flim2 /SF =190/1.3Mpa =146.2Mpa (2) 按齿面接触疲劳强度计算中心距a Z=5根 F0=158.5N FQ =1571N a H1=618.2Mpa aH2=509.1Mpa T仁 128995N mm 选取载荷系数 K=1.4 齿宽系数a= =0.4 u=i齿=3.8 则 a=(u

12、+1)3( 335/ bH2*KT1/u a =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=iZ 仁133 实际传动比10=3.31 传动比误差：i-i0/l=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)=210 mm (4) 齿宽 b= dd1=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=2.5 YF2

13、 =2.14 b F1= (2kT1/bm2Z1)YF1=49.14 Mpa a F1 a F2 = a F1 YF2/YF1=442.06Mpa 115 (5.28/390.9)1/3mm=27.4mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=27.4 x(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 d1=87.5mm d2=332.5m

14、m da1= 92.5mm da2=337.5mm h=5.6mm V =1.8m/s d=30mm d仁 30mm L仁 72mm d2=36mm L1=58mm d3=43mm L仁 43mm d4=50mm L4=87mm d5=58mm L5=7mm d6=36mm L1=4mm d7=43mm L1=25mm d1=30mm L1=72mm 初选用深沟球承 6209 d=45 D=85 B=19 Cr=24.5 d2=36mm L1=58mm d3=43mm L1=43mm (3)按弯矩复合强度计算 d4=50mm L4=87mm 求分度圆直径：已知 d仁87.5mm d5=58mm

15、 L5=7mm 求转矩：已知 T仁128995N- mm d6=36mm L1=4mm 求圆周力：Ft d7=43mm L1=25mm 根据课本P163 (11-1 )式得 Ft=2T1/d 仁 128995/87.5=2948.457N L=296mm 求径向力Fr 根据课本P163 (11-1 )式得 Fr=Ft tan a =2948.457 X tan200=1073.2N 强度校核 Ft =2948.457N (1)绘制轴受力简图(如图 a) (2)绘制垂直面弯矩图(如图 b) Fr=1073.2N 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=536.6N FAZ=FBZ=Ft/2=14

16、74.229N 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 FAY =536.6N FBY=536.6N FAZ =1474.229N MC1=9.1N- m MC仁FAyL/2=536.6 X 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 X 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=9.55X (P2/n2 ) X106=48N- m (6) 绘制当量弯矩图(

17、如图f) 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a=1,截面C处的当量弯 矩: Mec=MC2+(a T)21/2 =26.62+(1 X8)21/2=54.88N m (7) 校核危险截面C的强度 由式(6-3) a e=Mec/0.1d33=99.6/0.1 X 413 =14.5MPa 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，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

18、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 d仁 50mm L仁 70mm MC2=25N m MC =26.6N - m T=48N - m d2=56mm L1=60mm d3=63mm L1=45mm d4=70mm L4=80mm d5=76mm L5=7mm d6=63mm L1=30mm d7=72mm L1=4mm 初选用深沟球承 6213 d=65 D=120 B=23 Cr=44.0 (3) 按弯扭复

19、合强度计算 Mec =99.6N -m 求分度圆直径：已知 d2=332.5mm 求转矩：已知 TIII=470.539N m 求圆周力Ft :根据课本P163 (11-1 )式得 Ft=2T3/d2=2 X470.539 X103/332.5=2830.3N 求径向力Fr根据课本P163 (11-1 )式得 a e =14.5MPa a1b Fr=Ft - tan a =2830.3 X 0.36379=1030.1N 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

20、(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=515.1 X 94.5/2*1000=23.34N m (3) 截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=1415.2 X 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：a =0.6 Mec=MC2+( a T)21/2=70.832+(0.6*470.5)21/2 =291.1N m (6) 校核危险截面C的强度 由式(10-3 ) a e=Mec/ (0.

21、1d3 ) =291.1/(0.1543) =18.5Mpa a ob=70Mpa 此轴强度足够 七滚动轴承的选择 1、计算输入轴承 d=50mm d1=50mm L1=70mm d2=56mm L1=60mm d3=63mm L1=45mm 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 d4=70mm L4=80mm 根据根据条件，轴承预计寿命 d5=76mm L5=7mm 16X365X8=48720 小时 d6=63mm L1=30mm (1)已知 n n =458.2r/min d7=72mm L1=4mm 两轴承径向反力

22、：FR仁FR2=500.2N 初先两轴承为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=0.63FR 1= 315.1N (2) / FS1+Fa=FS2 Fa=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 Ft=2830.3N 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 Fr=1030.1N FA1/FR1ex仁1FA2/FR2500.2

23、+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5 X(1 X00.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算 MC1=23.34N - m / P1=P2 故取 P=750.3N T角接触球轴承 =3 根据手册得7206AC型的Cr=23000N 由课本P264 (11-10C )式得 LH=16670/n(ftCr/P) =16670/458.2 心 23000/750.3)3 =1047500h48720h MC2=66.87N - m MC=70.83N- m Mec=291.1N m 预期寿命足够 2、计算输岀轴承 选6213型深沟球轴承，其内径 d为65mm，外径D

24、=120mm，宽度B为 23mm Cr=44.0kN b e=18.5Mpa (1)已知 n 山=76.4r/min Fa=0 FR=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 X 903.35=569.1N 计算轴向载荷FA1、FA2 / FS1+Fa=FS2 Fa=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=569.1/930.3

25、5=0.63 根据课本P263表（11-8 ）得：e=0.68 轴承预计寿命 48720h / FA1/FR1e/ x1=1 y1=0 / FA2/FR2903.35)=1355N FS1=FS2=315.1N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5 X (1 X03.35)=1355N （5）计算轴承寿命LH / P1=P2 故 P=1355 =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) =16670/76.4 X1 X0500/1355)3 x

26、1=1 =2488378.6h48720h 此轴承合格 y1=0 x2=1 八、键联接的选择及校核计算 y2=0 1、带轮与输入轴采用平键 P1=750.3N 轴径d仁30mm,L仁75mm 查手册得单圆头普通平键用于轴端，选用C型平键，得: bXh=8X7 l=L1-b=75-8=67mm T2=129Nm h=7mm b p=4TD /dhl=4 128995/30 X7X67 =36.67Mpa b R(110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径 d4=50mmL4=87mm T n =128.995N - m 查手册10-9 选A型平键 键 14X9 l=L4-b=87-1

27、4=73mm h=9mm b p=4T/dhl=4 X 128995/50 X 9X 73 =15.71Mpa b p(110Mpa) 3、输岀轴与齿轮联接用平键联接 轴径 d4=70mmL4=82mmT山=470.539N.m 查手册选用A型平键 键 20X12 l=L4-b=82-20=62mm h=12mm b p=4 Tm /dhl=4 470539/70 X12X62 =36.14Mpa b p 4、输岀轴与联轴器联接用平键联接 轴径 d仁50mm L仁75mm T m =470.539N.m 查手册选C型平键 键16X10 l=L1-b=75-16=59mm h=10mm P2=750.3N LH=1047500h 预期寿命足够 FR =903.35N FS1=569.1N b p=4 Tm /dhl=4 470539/16 X10 X59 =101.87Mpa b p(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 m