胶带式运输机传动装置设计

1、设计题目 学院专业 班级 学号 设计者 辅导老师 校名胶带式运输机传动装置设计计算说明书胶带式运输机传动装置无机非金属专业材料科学与工程学院 材料 1408 5120141828 王振兴曹剑西南科技大学2015 年 12 月目录一电机的选择 3二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 4三、传动零件的设计计算 5四、减速器结构设计 9五、轴的效核及计算 9六 键连接的选择和计算 ,14七，联轴器的选择 15八，减速器的设计 15九，设计小结 15十，资料参考 电动机的选择：1、选择电动机的类型： 按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压 380V ，Y 型2、选择电动机容量 ：电动

2、机所需的功率为： pd pwkwa（其中： pd 为电动机功率， pw为负载功率， a为总效率。） 传动效率分别为：联轴器的效率 1 0.99* 0.99 0.980滚动轴承效率 2 0.98 * 0.98 * 0.98 0.941 闭式齿轮传动效率 3 0.97 * 0.97 0.941 链传动效率 5 0.92卷筒效率 4 0.960 传动装置的总效率 a 应为组成传动装置的各部分运动副效率只之乘积 ,即：a 1? 2 ? 3? 4? 5 0.980 * 0.941* 0.941* 0.960 0.92 0.7743 负载功率 :Pw FV /1000 1.8 103 1.5 / 1000

3、 2.7kw 折算到电动机的功率为 :pd pw 2.7 3.48 kwd a 0.77433、确定电动机转速：卷筒轴工作转速为：60 1000v nD60 1000 1.53.14 30095.54r /min查表得：二级圆梯形齿轮减速器传动比 i 840,链传动传动比；i 2 6减 速器的总传动比 i总 16 240 ，所以电机的可选范围为：nd ia?n （16 240） 95.54 1528.64 22929.6 r/min 。则符合这一范围的同步转速有 1500 和 3000 ，所以可供选择的的电机有：序号电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量（kg）额定转矩额定转矩1Y11

4、2M-2428902.22.3452Y112M-4414402.22.343综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量和减速器的传动比， 可以选择的电机型 号为 Y112M-2 ，其主要性能如上表的第 1 种电动机。、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、减速器的总传动比为：nmn289095.5430.252、分配传动装置传动比：ia i0 ?i i i1 ?i2（式中 i0 1为联轴器的传动比， i 为减速器的传动比， i 为链传动的传动比。 ） 取链传动的传动比 i 2.1则减速器的传动比 i ia（/ i0 ?i） 30.25 / 2.1 14.43、按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大

5、齿轮直径相近，可由展开式 曲线查得 i1 3.4，则 i2 i/i1 14.4 / 3.4 4.23。4、计算各轴的动力和动力参数（1）各轴的转速轴：nnm /i02890 / 1 2890r /min轴：nn /i12890 / 3.4850 r /min轴：nn /i2850 / 4.23200.9r /min卷筒轴：nn /i0200.9 /1200.9r /min2）各轴的输入功率轴：PPd ? 01Pd ? 1 3.480.993.445kW轴：PP ? 12Pd ? 2 ? 33.4450.980.973.275kW轴：PP ? 23Pd ? 2 ? 33.2750.980.973

6、.113kW卷筒轴：PP ? 34P ? 2 ? 13.1130.980.993.020kW -轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率 0.98.(3)各轴的转矩 电动机的输出转矩：Td 9550 Pd 9550 3.48 11.49N ?mnm2890轴：T Td ?i0? 111.49 1 0.99 11.375 N ?m轴： T T ?i1? 2? 3 11.375 3.4 0.98 0.97 36.764N ?m轴： T T ?i2? 2? 3 36.764 4.23 0.98 0.97 147.831N ?m 卷筒轴： T T ? 2 ? 4 147.831 0.98 0.99 14

7、3.425 N ?m -轴的输出转矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98.运动动力参数计算结果整理于下表轴名功率 P/KW转距 T/N*M转速 n r/min转动比 i效率输入输出输入输出电机轴3.4828.65289010.99轴3.4453.37611.37527.7972890轴3.2753.21036.764124.1918503.40.95轴3.1133.051147.831378.958200.94.230.95卷筒轴3.0202.959143.425367.666200.910.97三、传动零件的设计计算1、材料选择齿轮。初选大小齿轮的材料均 45 钢，经调质处理。其硬度

8、在 210-250HBS ，齿 轮等级精度为 8 级。由于减速器要求传动平稳， 所以用圆柱斜齿轮。 初选10 。2、计算高速级齿轮（1）、查取教材可得： K A 1.25 ， KV 1.11 ， K 1.2 ， K 1.1； K K AKV K K 1.25 1.11 1.2 1.1 1.832传动比 i 3.4 由表查得各数据如下：ZH 2.47 ， ZE 189.8 ， Z 0.89 ，取 10 则 Z 0.99 （2）、接触疲劳施用应力查图可知： Hlim1 Hlim 2 610MPa ； SH lim 1 1.2 则应力循环次数：N160n1 jLh 60 2890 1 5 8 250

9、 1.734 10998N2 N1/i 1.734 109 / 3.4 5.1 108 又查图可知： ZN1 ZN2 1 则：HP1 HP2H lim ZN SH lim610 11.2508.3MPa（3）、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数d1.2d1ZH ZEZ ZHP?2KT1 ?(u 1) du2.47 189.8 0.89 0.99341.7mm(4)、确定 中心距 ad141.7a 1 (1 i) (1 3.4)222 1.832 27.797 103 (3.4 1)508.31.23.491.74mm就尽量圆整成尾数为 0或 5,以得于制造和测量，所以初定(5)、选定模数100mm

10、。mn2cosmn 、齿数 z1、 z2 和螺旋角(z1z2)8 15 。初选 z1 30 ，10 ，则 z2 iz1 3.4 30 102mn2acos2 100 cos10z1 z230102由标准模数取mn 2mm，则般 z1 25 40 ，1.492z1 z2mn298.5取 z1 z2 99则 z1z1z29922.51i1 3.4取 z1 23z2992376齿数比： z2 / z177/233.352acos 2 100 cos10与 i 3.4 的要求比较，误差为 0.1% ，可用。于是z2)cos 1mn(z12a1 2 99 cos2 1008.12满足要求。大齿轮mnz1

11、2 23d146.464mmcoscos8.12mnz22 76d2153.535mmcoscos8.12(6)、计算齿轮分度圆直径 小齿轮7)、齿轮宽度bdd1 1.2 46.46 55.8mm圆整大齿轮宽度b2 56mm取小齿轮宽度b1 62mmF12KT11.83211.375 103 2.35 1.5816.4MPa0.680.9YFa1Ysa1Y Y bd1mnF1 YFa2Ysa2 16.4YFa1Ysa162 46.464 2Fp2.2 1.7717.2MPa FP2.35 1.58 FP 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。F28)、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：

12、F lim 1F lim 2220MPa ； SF min 1.5 ；YN1 YN2 1:YST2.0F lim YST220 2FpYN1293.33MPaSF min1.5根据 z1 、z2查表则有：YFa32.35；YFa42.2 ；Ysa3 1.58；Ysa4 1.77； Y0.68Y20.9则3、计算低速级齿轮(1)、查取教材可得： KA 1.25 ， KV 1.11 ， K 1.2 ， K 1.1； K K AKV K K 1.25 1.11 1.2 1.1 1.832传动比 i 3.4 由表查得各数据如下：ZH 2.47 ， ZE 189.8 ， Z 0.89 ，取 10 则 Z

13、 0.99 (2)、接触疲劳施用应力； SH lim1 1.28 250 1.2054 1084.229 107508.33MPa查图可知： Hlim1 Hlim 2 610MPa则应力循环次数：N3 60n3 jLh 60 200.9 1 5N4 N3 /i2 1.2054 108 /2.85又查图可知： ZN1 ZN2 1 则：H lim ZN 610 1HP1 HP2SH lim1.2(3)、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数d 1.2ZH ZEZ Z 2 2KT1 (u 1)d1 3 H E ? 1 ?HP d u3 2.47 189.8 0.8 0.99 2 2 1.832 147.83

14、1 103 (2.85 1)508.33 1.2 2.8578.5mm(4)、确定 中心距 aa d1 (1 i) 78.5 (1 2.85) 151.113mm22就尽量圆整成尾数为 0或 5,以得于制造和测量，所以初定 a 155mm。(5)、选定模数 mn、齿数 z1、 z2和螺旋角a 2cmons (z32cosz4)般 z3 25 40 ，15 。初选 z3 30 ，10 ，则 z4 i2z3 4.23 30 126.92acos mn2 155 cos10 1.97由标准模数取 mnz42mm ，30 1262acos取 z3z4取 Z330z3 z4154z3z4z4 / z3m

15、nz3 z41 i2154 30124 / 302 155 cos10 153.451541 4.2329.451244.13齿数比：与 i 4.23 的要求比较，误差为 2.3%1 mn（z3 z4）cos2a，可用。于是1 2 154cos 8.102 155满足要求。（6）、 小齿轮计算齿轮分度圆直径d3mnz32 30coscos8.1060.6mm大齿轮d4mnz42 124coscos12.10250.5mm7）、齿轮宽度b圆整大齿轮宽度dd3 1.2 60.6 72.72mmb4 73mm取小齿轮宽度b3 67mm（ 8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：F lim 1F lim

16、2220MPa ； SF min1.5 ； YN1YN 2 1F lim YST220 2FpYN1293.33MPaSF min1.5根据 z3 、z4查表则有：YFa12.35 ；YFa22.2 ；Ysa11.58；Ysa21.77 ； Y 0.68Y0.9则2KT3F32 1.832 36.724 103YFa 3Ysa3Y Y2.35 1.58 0.68 0.9 32.34MPa Fp78 60.6 2bd3mn Fa3 sa378 60.6 2 FpF4F3 YFa4Ysa4 32.34 2.2 1.77 33.91MPa FPF4F3 YFa3Ysa3 2.35 1.58 FP所以

17、两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。所以齿轮的基本参数如下表所示 :名称符号公式齿1齿2齿3齿4齿数zz237630124分度圆直径dd mz46.464153.53560.6250.5齿顶高haha ha*m2233齿根高hfhf (ha* c* )m2.52.53.753.75齿顶圆直径dada d 2ha50.464157.53566.6254.5齿根圆直径dfd f d2hf43.964151.03556.85246.75中心距aa m(z1 z2) /2100155孔径b齿宽bbdd162566773四、减速器结构设计名称符号减速器型式及尺寸关系 /mm箱座壁厚10箱盖壁厚

18、110箱盖凸缘厚度b115箱座凸缘厚度b15箱座底凸缘厚度b225地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d112机盖与座联接螺栓直径d212联接螺栓 d2 的间距l180轴承端盖螺栓直径d38视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df 、 d 1 、 d 2到外箱壁距离C122 、18 、 20df 、 d 2至凸缘边缘距离C220、20轴承旁凸台半径R113凸台高度h50外箱壁至轴承座端面距离l140大齿轮顶圆与内箱壁距离114齿轮端面与内箱壁距离213箱盖、箱座肋厚m1、mm1 9 ； m 9轴承端盖外径D2112 ， 120 ，140轴承端盖 凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离

19、S113 ， 147 ，155五、轴的效核及计算：1）、计算轴的最小直径 （查表取 C=110）轴 :最小直径为 d c3 np 110 3 298.9970 16.6mm考虑到联轴器的内径 ,故最小直径取轴 :最小直径为 d20 24.6mm考虑到滚子轴承的内径 ,故最小直径取 30 轴 :最小直径为 d c3 p 110 3 9.01 39.01 n 200.9考虑到滚子轴承的内径 ,故最小直径取 45 （2 ）轴的校核 3选材 45 钢，调质处理，其机械性能由表查 1b=60MPa ， b =640MPa,1 =275MPa, 1 =155MPa ,P=6.57KW, T 3 =328.

20、522N.mm, d 3min =36联轴器的计算转距 Tca KA*T3查表取 K A =1.3 ，Tca K A * T3 =1.3*328522=427078.6N.mm 选择联轴器为联轴器 1 为弹性柱销联轴器：型号如下 JA35 60HL3 联轴器 JA35 60 (GB 5014-85) ，其工称转距为 630N.m, JA35轴 3 的结构、尺寸如下图：1、Ft求作用齿轮上的力： d=225.42mm, T3=349640N.mm 2*349640Ft tan n 1057Ncosd 243.81 2868NFrFa Ft tan465N2、A、求作用于轴上的支反力：水平支反力：

21、RH 1 垂直面内支反力：RH 2FtFt *72RH 2(72148) 得 RH 1 =1929NRH 2=930NRV1 Fr RH2 0RV1(72 148)F*148 r M a 0 M aFad2B、得 RV1 =453NRV2 =604N作出弯距图根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：MH =138972N.mm M V1 =32618N.mmM V 2 =89392N.m总弯距 M MH 2 MV2M 1 =142749N.mm 作出扭距图M2 =165248N.mm3、4、作出计算弯距图M 2 ( T)21652402 (0.6M ca1 = M1 =1427

22、49N.mmM ca22)2 =267046N.mm5、校核轴的强度ca MWca 0.M1 cad =24.146MPaS=1.5故可知其安全1)截面 II 右侧抗弯截面模量按表 11.5 中的公式计算 33W=0.1 d =11059 mm33抗扭截面模量WT =0.2 d =22118 mm72 44弯矩 M 为 M=1652401* =64260N.mm72截面 II 上的扭矩 T=349640 N.mm截面上弯曲切应力= M =5.811MPa截面上的扭转切应力=15.808MPaWT于是得过盈配合处的 k / 值，由手册可知 K / r =0.8 k / k / =2.457 K

23、/ r =1.966 轴按磨削加工，得表现质量系数为 = =0.92故得综合系数为：K = k / +1/ -1=2.544K = k / r +1/ -1=2.053 轴在截面 4 的左侧的安全系数为S = 1/(K b +m )=18.602S = 1/( K T +m )=9.325故该轴在 I 右侧的强度也是足够Sca= S S / S2 S2 =8.336S=1.5的。又因本传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称性， 故可略去静强度校核一、 轴承的选择和计算选择轴承（1）、选择轴承轴承 1 深沟球轴承 6005C （GB/T292-94）轴承 2 深沟球轴承 6008C （GB/T2

24、92-94）轴承 3 深沟球轴承 6009C （GB/T292-94）（2）校核轴承（ 3 轴）深沟球轴承 6005C 查手册得 Cr =25800N C0r =20500NR RV2 RH2 R1=1981N R2 =1116Ns2 =0.5 R2 =558N 故 2 边为紧边，所以A2= s2 =558N计算派生力系 s1、 s2 ，由表得 s=0.5R s1 =0.5 R1=9905N 因 s2+ Fa =1023 s1 A1= s2+ Fa=1023N 计算当量动负荷A1轴承 I： 1 =1023/20500=0.050 由表 8.5 得 e1=0.42 C0A11 =1023/111

25、6=0.52 e1由表 8.5 得 x1=0.44y1 =1.32R1=250000h Lh=23360hp1= fp(x1R1+ y1 A1)=2222N 同理可得 p2 =1277.82 p1 106轴承寿命 Lh 10 h 60n寿命选用合乎要求。六，键连接的选择和计算根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸， 查有关资料如下： 本减速 器的工作条件为有轻度冲击载荷，选择键如下：键名国标1 （ 联轴器 ）键 6X6 GB1096-79 A 型2（齿轮 2）键 14X9 GB1096-79A型3（齿轮 3）键 14X9 GB1096-79A型4（齿轮 4）键 14X9 GB1096-79A型5（输出轴）键 10X8 GB1096-79A型查表的钢的静联接在时的许用应力p =100120M