带式运输机传动装置设计任务书

1、带式运输机传动装置设计任务书一 . 课程设计书设计课题 :设计一带式运输机传动装置 . 运输机连续单向运转 , 载荷平稳，空载起动 , 使用期限 8 年，减 速器小批量生产 ,两班制工作 , 运输容许速度误差为 5% 。表一数据编号运输机的工作拉 力 F/N运输带工作速度 （m/s）卷筒直径（ mm）26901.60260设计要求1. 减速器装配图一 （A1） 。2. 绘制轴零件图（ A4）、齿轮零件图（ A3）各一, 绘制箱体零件图（ A1）3. 设计说明书一份。三 . 设计步骤1. 传动装置总体设计方案计算与说明主要结论1).组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2).特点：齿轮相对于

2、轴承对称分布，故轴向载荷分布均匀，要求轴要满足一定的刚度。3).确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V型带设置在高速级。2 电动机的选择计算与说明主要结论（1） 电动机类型和结构形式的选择Y系列三相交流异步电动机Y 系列三相交流异步电动机（2） 确定电动机容量：工作机阻力F1150N带式运输机效率w0.96工作机所需功率PWFv1150 1.60kw 1.917kw1000 0.961000 wV带传动的效率10.95轴承效率20.99（球轴承 稀油润滑）齿轮传动的效率30.97 (齿轮为 8 级精度，稀油润滑）弹性联轴器效率40.99传动装置的总效率 a 22a 1 22 3 4

3、 0.95 0.992 0.97 0.99 0.894电动机的输出功率 Pd Pw 1.917kw 2.144kwd 0.894（ 3）电动机的选择 因为电动机的额定功率 P Pd， 选择 Y 系列三相异步交流电动机 型 号为 Y100L1-4其参数如下表型号为 Y100L1-4电动机型 号额定功率KW满载转速rmin额定转矩同步转速rminY100L1-42.214202.215003 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配卷筒的速度V卷Dn卷1.6ms601000卷筒的转速n卷6010001.6Dn卷 117.53 r卷 min总传动比ianm144012.1n卷117.53初取id3.

4、1i1i id12.13.1i1 3.94 传动装置运动和运动参数计算(1) 各轴转速n电1420r minn m1420nmi d 3.1n 458.1 ni 3.9458.1r min117.5 r min( 2) 各轴输入功率电机额定功率轴 的输出功率轴 的输出功率卷轴的输出功率(3) 各轴输入转矩： 电动机输出转矩轴 的输出转矩轴 的输出转矩工作机轴输出转矩Pd 2.144kwP1 Pd 1 2.144 0.95P P 2 3 2.037 0.97 0.99P卷 P 2 4 1.956 0.99 0.99T电9500P电 9550 2.144 N mn电1420P2.037T19550

5、9550Nm；n458.1P1.956T295509550Nm；n117.5T3T2 2 4156.620.97 0.99N mP 2.037kwP 1.956kwP卷 1.917kwT电 14.42N mT 41.82N mT 156.62 N mT3 153.5N m轴号输入功率P/kw输入转矩 T/( N m)转速 n/(r/min)传动比 i效率电动机轴2.14414.4214201轴2.03741.82458.13.10.96032轴1.956156.62117.53.90.9603工作机轴1.917153.5117.510.99将以上结果列入下表，供以后计算使用主要结果如左表5 设

6、计 V 带和带轮计算与说明主要结论一 设计 V 带1 确定 V 带截型 工作情况系数带式运输机工作载荷变化较小 由表 6-4计算功率V 带截型2 确定 V 带轮基准直径小带轮基准直径大带轮基准直径验算带速3 确定中心距及 V 带基准长度 初定中心距计算 V 带基准长度V带基准长度实际中心距验算小带轮包角1 180Ld22Ld1取 K a 1.2Pc K aPd 1.2 2.144kw由图 6-13 选取 Z 型 V 带由图 6-13 及表 6-3n1 dd dd1 n2 由表 6-3 知dd1i取dd90 3.190mm279mm4 确定 V 带根数单根 V 带基本额定功率 单根 V 带额定功

7、率增量 小带轮包角修正系数 带长修正系数V 带根数Zpcp15 计算初拉力V 带单位长度质量单根 V 带的初拉力F0K a 1.2Pc 2.573kw Z型 V带dd 90mmdd2 280mm V 6.69ms 在允许围，取3.14 90 1420dd2 280mmVd d1nV 60 1000 60由 0.(7 dd1 dd2) 得 259a0 74010006.69msa02 dd1初选 a0dd123.1490 28021717.3mm由表 6-2 选取 LdLd -L da0L d 2a02 56057.3560180280dd2dd2560mm2dd2 dd14a02280 90

8、24 5601600mm1600 1717.3 501.4mm9057.3501.4158.3Ld 1600mma=501.4mm1 158.3由表 6-5 p1 0.643kw 由表 6-6 p1 0.03kw 由表 6-7 线性插值求得 ka 由表 6-2 kl 1.162.5730.9433.495 p1 kakl 0.643 0.03 0.943 1.16所以取 ZZ4由表 6-10.06500 pc 2.5 vz ka2qv500 2.5732.521 0.06 6.6926.69 4 0.94382.1N取 F 0 82.1N6 高速齿轮传动的设计计算与说明主要结果1 选择齿轮材料

9、及确定初步参数（1） 选择齿轮材料及热处理小齿轮 45 钢 调制小齿轮 45钢 调制处理，齿面硬度240HBS大齿轮 45钢 正火处理，齿面硬度200HBS大齿轮 45 钢 正火这是闭式软齿面齿轮传动，故先按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。（ 2） 按齿面接触疲劳强度设计1） 许用接触应力Hlim 1 589 MPa极限应力HLim0.87HBS 380（表3 - 4）HLim2 554MPa安全系数取SH1HHLim许用接触应力SHHlim589H1MpaSH1H1589 M paHlim554H2MpaSH1H2554M pa2 按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数（1） 计算小齿轮

10、分度圆直径1） 小齿轮转矩 T1T14.182104 N mm齿宽系数单级减速器中齿轮相对轴承对称布T144.182 104 N mm置，由表 3-7 取 d1载荷系数工作平稳，软齿面齿轮取节点区域系数标准直齿圆柱齿轮传动K1.4弹性系数由表 3-5ZH2.5ZE189.8 MPa（2） 求所需小齿轮直径 d122KT1 i 1 ZHZE 2 d1 3di2 1.4 4.182 104 3.9 1198.8 2.5 247.61mm3.95543） 确定几何尺寸1 ）齿数2 ）模数3 ）中心距Z2d1Z1Z1 3.9 2597.547.611.9044mm25由表 3-2 取标准模数m z1

11、z2 a2 25 100mm 125mm4）分度圆直径d1mZ12 2550mmd2mZ22 100200mm5bdd11 50mm50mm）确定齿宽大齿轮齿宽b2b50 mm小齿轮齿宽b1b656 656mm3 齿根弯曲疲劳强度校核1） 计算许用弯曲应力1 ）许用齿根应力Flin0.7HBS 275（表3-4）2 ）安全系数 取d1 47.61mmZ1 25Z2 100m 2mma 125mmd1 50mmd2 200mmb2 50mmb1 56mmFlim 443MPaF lim 415MPaSF 1.43） . 许用齿根应力F limFSFF1F lim 1443316MPaSF1.4F

12、2F lim 2415296MPaSF1.4F1 316MPaF 2 296 MPa2)验算齿根弯曲应力1). 复合齿形系数由表 3-6 ，YFS14.21YFS23.962). 齿根应力2KT1YF1 FS1 bd1m2 1.4 4.18 1044.2150 50 298.59MPaF198.59MPaYFS2F2F 1 YFS14.2198.593.96104.81MPaF2104.81MPa由 F1 F1, F2 F2结论：齿根弯曲疲劳强度足够。7 滚动轴承和传动轴的设计主要结论计算与说明1 高速轴设计：1)材料：选用 45钢， 调质处理，查表 3-1 1， C 取 1152)各轴段直径

13、的确定改尺寸L 234.6mm2 低速轴设计：（1）材料：选用 45钢， 调质处理，查表 3-1 1 ， C=115（2）轴段直径的确定：由d C3 p ，P=2.0368kw,则n3 p 3 2.0368d C 3115318.91mmn 458.1因为有键连接，所以 d 18.91 1 5% 19.86 mm，取 d1=22mm， L1=44mm； L2 装轴承套也起轴向定位作用，所以取 d2=28mm，L2=58.6mm； L3装轴承，所以取 d3=30mm，L3=28mm； d7 也是装轴承，取 d7=30，L7=28mm； d6段为齿轮轴过渡段，取 d6=36mm，L6=10mm；d

14、5段我齿轮轴段，L5=b1=56mm； d4 段为过渡段取 d4=36mm，L4=10mm初选轴承 6206，其径为 30mm。综上所述：该轴的长度 L=234.6mm由d C3 p , 则d C3 P 115 3 1.956 29.364mm , n n 117.5考虑到该轴段上开有键槽，因此取 d1 d 1 0.05 30.83mm取 d1 32mm ， L1 64mm ，d 2为连轴器的定位轴肩 , 取d2 38mm， L2 =56.6mmd 3装配轴承，选用 6208轴承, 取d3 40mm, L3 44mm d4 装配低速级大齿轮， d4 46mm, L4 43mmd5 为齿轮轴肩，

15、取 d5=52mm， L5=6mm；d6 为过度轴段 , 取 d6=46mm， L6=7mm d7装配轴承,选用 6208,取 d7=40mm, L7 30mm 取齿轮距箱体壁距离为： 12mm 所以该轴的总长为： L=250.6mm3. 校核高速轴由 L1 88.6 mm,L2 L3 58mm 作用在齿轮上的圆周力为：径向力为Fr Ft2 41.82 103 1672.8N50tan1672.8 tan20 608.85NFAFtMFB0A0FAFt 58FB 1672.8FB 116 0求水平面的支承反力：FQFrAFrBFr0FrBFrA 36.25M0FQ88.6 FrB 116 Fr

16、A 58 0绘制垂直面弯矩图MVFAL3 836.40.05843.5N mm绘制水平面弯矩图M AHFQl1645.188.6 103 57.16N mM CHFQL1 L2FA L2 46.06N m 求垂直面的支承反力：Ft 1672.8NFr 608.85NFA 836.4NFB 836.4N求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 M H2 MV2 作为合成弯矩FrB 797.15NFrA 833.4NMAM 2AV M2AH 57.162 02 57.16N mMCM C2V MC2H46.062 43.52 61.2N mm绘制转矩图：轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴的材料的为45

17、钢，调制，则绘制当量弯矩 M eT Ft d2 1672.80.05 41.82N m2M V 43.5mmM AH 57.16 N mmM CH 46.06 N mm由合成弯矩图和轴的结构图可知， C和 B 都有可能是危险截面， 应分析计算其当量弯矩，此处将轴的扭切应力视为脉动循环，取0.6则 C 截面左侧的当量弯矩M CeM C2T 261.22 25.12B 截面当量弯矩为M AeM 2A( T)257.162 25.127-13d3366.14 103 22.26mm0.1 60C截面处的计算直径：T 41.82N mA 截面处的计算直径d 3 0.M1 Ae13 0.1 60362.

18、4 1021.83mm计算危险截面处轴的直径：轴的材料选用的 45 钢，调质处理，由表计入键槽的影响 22.26 1.05 23.37mm有 dC 36 23.37 ，则 C 截面处轴的强度足够计入键槽的影响 21.83 1.05 22.92 30所以该轴是安全的。M Ce 66.14N mM Ae 62.4N md 21.83mm(4) 弯矩及轴的受力分析图如下.3 计算高速轴的轴承1. 计算当量动载荷 FP 由于轴承只承受径向载荷，故当量动载荷即为轴承承受的径向载荷（轴承 的支承反力） 。此处两轴的当量动载荷为：FP1FP2FA2FrA2FB2FrB2836.42 833.42 1180.

19、7N83.642 797.152 1155.4Nw 60MPa2. 轴承的寿命计算 轴承基本额定动载荷 温度系数 载荷系数 寿命指数 轴承的实际寿命由附表8-3由表 8-6 由表 8-7 球轴承FP1FP21180.7N1155.4N19.50KN1.0L 106 ft CLh 60n fp FP 63106 1.0 19500 3 h60 458.1 1.3 1180.7 轴承的预期寿命Lh 46720h结论：由于 Lh Lhf p 1.33Lh 74600 .8h故 6206 轴承可用9 高速轴上键的设计与校核1. 与带轮相联的键的类型选用 A 型普通平键键的材料 45 钢键的尺寸已知 d

20、1 =22mm，轮毂长44，由附表2-7参考教材，取 b h=7 7 L=40mm2. 校核键联接的强度普通平键构成静联接，因此只需校核轮毂的挤压强度许用挤压应力已知 V 带轮材料为铸铁，由表 2-12键的工作长度L L b 40 7 33mm挤压应力334T3 103 4 47.82 1033 36.2MPa 满足要求 hld 20 7 33所以所选键为 :b h l= 7 7 40p 50 60MPa10 . 箱体结构的设计计算与说明主要结论减速器的箱体采用铸造 （ HT200）制成， 采用剖分式结构为了保证齿轮 啮合质量，大端盖分机体采用 H7 配合。is61. 机体有足够的刚度 在机体

21、为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2. 考虑到机体零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得 沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 32mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面 应精创，其表面粗糙度为 6.3 。3. 机体结构有良好的工艺性 .铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便 .4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的 空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一 块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封

22、，盖板用铸铁制 成，用 M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处， 并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧， 以 便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械 加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能 太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气孔：由于减速器运转时，机体温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体为压力平衡。E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆 柱形，以免破坏螺纹。F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，

23、 在机体联结凸缘的长 度方向各安装两个圆锥定位销，以提高定位精度。G 吊环： 在机盖上直接铸出吊环，用以起吊或搬运较重的物体 .减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a 3 88箱盖壁厚11 0.02a 3 88箱盖凸缘厚度b1b1 1.5 112箱座凸缘厚度bb 1.512箱座底凸缘厚度b2b2 2.520地脚螺钉直径dfd f 0.036a 12M20地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径d1d1 0.72d fM16机盖与机座联接螺栓直径d2d2 =（0.50.6 ） d fM10轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5 ） df8视孔盖螺钉直径d4d4 =（0

24、.30.4 ） d f6定位销直径dd=（ 0.70.8 ） d28df ，d1，d2 至外C1查机械课程设计指导26机壁距离书表 42216df ，d2 至凸缘边C2查机械课程设计指导24缘距离书表 414外机壁至轴承座l1l1 =C1 +C2 +（812）47端面距离大齿轮顶圆与机111.210壁距离齿轮端面与机壁2212距离机盖，机座肋厚m1 ,mm1 0.85 1,m 0.85m1 8 m 9轴承端盖外径D2D2 D +（55.5 ） d3104（1 轴）122（2 轴）轴承旁联结螺栓SS D 262（1轴） 80（2 轴）距离11. 润滑密封设计计算说明主要结论对于一级圆柱齿轮减速器

25、，因为传动装置属于轻型的，2 n dv大齿轮的圆周速度 60 22 117.5 200 m60 1000 2 sv 1.23 m s由于 v 2ms 所以采用脂润滑，箱体选用SH0357-92中的 50 号润滑，装至规定高度 .油的深度为 H+h1由 H=32 h1 =13所以 H h1 32 13 45mm 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密 封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应 精创，其表面粗度应为 6.3 。密封的表面 要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距 离不宜太大。 并匀均布置，保证部分面处的密封性。12. 联轴器设计计算与说明主要结论1.类型选择 .为了隔离振动和冲击，选用弹性柱销联轴器2.载荷计算 .转矩：查表 14-2TC KAT3 1.5 153.5N m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 , 所以 查机械设计手册 22 112选取 HL2 型弹性柱销联轴器其公称转矩为 315N mKA 1.5TC 230.25N m四 . 设计小结这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。不仅是自己能够独立完成了设计任务，更重要 的是在这段时间使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。设计过程可以用“改改改”来形象说明， 错了改，再错再改，一直到整图变样为止， 这就是精益