带式运输机传动装置(设计)说明书

1、- - 说明书一、传动方案拟定.2 二、电动机的选择.2 三、计算总传动比及分配各级的传动比.4 四、运动参数及动力参数计算.5 五、传动零件的设计计算.6 六、轴的设计计算.12 七、滚动轴承的选择及校核计算.19 八、键联接的选择及计算. 22 设计题目：带式运输机传动装置设计机电系 08 机制 1 班姓名：徐文平学号：0804021035 指导教师：朱双霞2010 年 12 月 3 日- - 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=1000n；带速

2、v=2.0m/s；滚筒直径 d=500mm；滚筒长度 l=500mm。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：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.96 0.9820.97 0.99 0.96 =0.85 (2) 电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=1000 2/10000.8412 =2.4kw 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d=60 1000 2.0/ 50=76.43r/min 按手册 p7 表 1 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 ia=36。取 v 带传动比 i

3、1=24，则总传动比理时范围为i a=624。故电动机转速的可选范围为nd=i af=1000n v=2.0m/s d=500mm l=500mm n滚筒=76.4r/min 总=0.8412 p工作=2.4kw - - n筒= （624）76.43=4591834r/min 符合这一范围的同步转速有750 、1000 、和 1500r/min。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：因此有三种传支比方案： 如指导书 p15 页第一表。 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

4、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 y132s-6。其主要性能：额定功率：3kw ，满载转速960r/min，额定转矩2.0 。质量 63kg 。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比： i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57 2、分配各级伟动比（1 ）据指导书 p7 表 1 ，取齿轮 i齿轮=6 （单级减速器i=36合理）（2 ）i总=i齿轮i 带i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min ）ni=n 电机 =960r/min nii=ni/i带=960/2.095=458.2

5、(r/min) niii=nii/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min) 2、计算各轴的功率（kw ）pi=p工作=2.4kw pii=pi带=2.4 0.96=2.304kw piii=pii轴承齿轮=2.3040.98 0.96 =2.168kw 3、计算各轴扭矩（n mm ）ti=9.55 106pi/ni=9.55 1062.4/960 =23875n mm tii=9.55 106pii/nii =9.55 1062.304/458.2 =48020.9nmm tiii=9.55 106piii/niii=9.55 1062.168/76.4 =271000n mm 五、传动

6、零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通 v 带截型电动机型号y132s-6 i总=12.57 据手册得i齿轮=6 i带=2.095 ni =960r/min nii=458.2r/min niii=76.4r/min pi=2.4kw pii=2.304kw piii=2.168kw ti=23875n mm tii=48020n mm tiii=271000n mm - - 由课本 p83 表 5-9 得： ka=1.2 pc=kap=1.2 3=3.9kw 由课本 p82 图 5-10得：选用 a 型 v 带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本图 5-10得，推荐的小带轮

7、基准直径为75100mm 则取 dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2 dd1=960/458.2100=209.5mm 由课本 p74 表 5-4 ，取 dd2=200mm 实际从动轮转速n2 =n1dd1/dd2=960 100/200 =480r/min 转速误差为： n2-n2 /n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200（适用）（5）确定带的根数根据课本 p78 表（ 5-5 ）p1=0.95kw 根据课本 p79 表（ 5-6 ）p1=0.11kw 根据课本 p81 表（ 5-7 ）k =0.96根据课本 p81 表（ 5-8 ）kl=0.96 由课

8、本 p83 式（ 5-12 ）得dd2=209.5mm 取标准值dd2=200mm n2 =480r/minv=5.03m/s 210mma0 600mm取 a0=500 ld=1400mm a0=462mm - - z=pc/p =pc/(p1+ p1)k kl=3.9/(0.95+0.11) 0.96 0.96 =3.99 (6) 计算轴上压力由课本 p70 表 5-1 查得 q=0.1kg/m，由式（ 5-18 ）单根 v 带的初拉力：f0=500pc/zv （2.5/k -1 ）+qv2=500 3.9/4 5.03 (2.5/0.96-1)+0.15.032n =158.01n 则作

9、用在轴承的压力fq，由课本p87 式（ 5-19 ）fq=2zf0sin 1/2=2 4158.01sin167.6/2 =1256.7n 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在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240260hbs。大齿轮选用45 钢，调质，齿面硬度220hbs ；根据课本 p139表 6-12选 7 级精度。齿面精糙度ra 1.63.2m(2) 按齿面接触疲劳强度设计由 d1 76.43(kt1(u+1)/du h2)1/3由式（ 6-15 ）确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数z1=20 。则大齿轮齿数：z

10、2=iz1=620=120 实际传动比 i0=120/2=60 传动比误差： i-i0/i=6-6/6=0%2.5% 可用齿数比： u=i0=6 由课本 p138表 6-10取 d=0.9 (3) 转矩 t1 t1=9.55 106p/n1=9.55 1062.4/458.2 =50021.8nmm (4) 载荷系数 k 由课本 p128表 6-7 取 k=1 (5) 许用接触应力 h h= hlimznt/sh 由课本 p134图 6-33查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa 由课本 p133式 6-52计算应力循环次数nlnl1=60n1rth=60 458.2 1

11、(16 365 8) =1.28 109nl2=nl1/i=1.28 109/6=2.14108由课本 p135图 6-34查得接触疲劳的寿命系数：znt1=0.92 znt2=0.98 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 h1=hlim1znt1/sh=570 0.92/1.0mpa =524.4mpa z=4根f0=158.01n fq =1256.7n i齿=6 z1=20 z2=120 u=6 t1=50021.8nmm hlimz1=570mpahlimz2=350mpanl1=1.28 109 nl2=2.14 108 znt1=0.92 znt2=0

12、.98 - - h2=hlim2znt2/sh=350 0.98/1.0mpa =343mpa 故得：d1 76.43(kt1(u+1)/du h2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9 634321/3mm =48.97mm 模数： m=d1/z1=48.97/20=2.45mm 根据课本 p107 表 6-1 取标准模数： m=2.5mm (6) 校核齿根弯曲疲劳强度根据课本 p132 （6-48 ）式f=(2kt1/bm2z1)yfaysa h 确定有关参数和系数分度圆直径： d1=mz1=2.5 20mm=50mm d2=mz2=2.5 120mm=300mm 齿宽：

13、b=dd1=0.9 50mm=45mm 取 b=45mm b1=50mm (7) 齿形系数 yfa和应力修正系数ysa根据齿数 z1=20,z2=120由表 6-9 相得yfa1=2.80 ysa1=1.55 yfa2=2.14 ysa2=1.83 (8) 许用弯曲应力 f 根据课本 p136 （6-53 ）式： f= flim ystynt/sf由课本图 6-35c查得：flim1=290mpa flim2 =210mpa 由图 6-36查得： ynt1=0.88 ynt2=0.9 试验齿轮的应力修正系数yst=2 按一般可靠度选取安全系数sf=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 f1=fli

14、m1 ystynt1/sf=290 20.88/1.25mpa =408.32mpa f2=flim2 ystynt2/sf =210 20.9/1.25mpa =302.4mpa 将求得的各参数代入式（6-49 ）f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1=(2 150021.8/452.5220) 2.80 1.55mpa =77.2mpa f1f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1=(2 150021.8/452.52120) 2.14 1.83mpa =11.6mpa f2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9) 计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(z1+z2)=2.5/2(20+

15、120)=175mm (10) 计算齿轮的圆周速度v h1=524.4mpa h2=343mpad1=48.97mm m=2.5mm d1=50mm d2=300mm b=45mm b1=50mm yfa1=2.80 ysa1=1.55 yfa2=2.14 ysa2=1.83 flim1=290mpaflim2 =210mpaynt1=0.88 ynt2=0.9 yst=2 sf=1.25 f1=77.2mpaf2=11.6mpa- - v=d1n1/60 1000=3.14 50458.2/601000 =1.2m/s 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

16、度217255hbs 根据课本 p235 （10-2 ）式，并查表10-2 ，取 c=115 d 115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽，将直径增大5% ，则d=19.7(1+5%)mm=20.69 选 d=22mm 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工段： d1=22mm 长度取 l1=50mm h=2c c=1.5mm ii 段:d2=d1+2h=2

17、2+2 21.5=28mm d2=28mm 初选用 7206c型角接触球轴承，其内径为30mm, 宽度为 16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm ，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm, 故 ii 段长：l2= （2+20+16+55）=93mm iii段直径 d3=35mm l3=l1-l=50-2=48mm 段直径 d4=45mm 由手册得： c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=35+2 3=41mm 长度与右面的套筒相同

18、，即l4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3. 该段直径应取： （30+32）=36mm 因此将 段设计成阶梯形，左段直径为36mm 段直径 d5=30mm. 长度 l5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=100mm (3) 按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm 求转矩：已知t2=50021.8nmm a =175mm v =1.2m/s d=22mm d1=22mm l1=50mm d2=28mm l2=93mm d3=35mm l3=48mm d4=41mm l4=20mm d5=30mm l=100

19、mm - - 求圆周力： ft 根据课本 p127 （6-34 ）式得ft=2t2/d2=50021.8/50=1000.436n 求径向力 fr 根据课本 p127 （6-35 ）式得fr=ft tan =1000.436 tan200=364.1n 因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=50mm (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=182.05n faz=fbz=ft/2=500.2n 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mc1=fayl/2=182.0550=9.1n m (3)绘制水平面弯矩图（

20、如图c）截面 c 在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=500.250=25n m (4) 绘制合弯矩图（如图d ）ft =1000.436n fr=364.1n fay =182.05n fby =182.05n faz =500.2n mc1=9.1n m mc2=25nm - - 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=48nm (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=1 ，截面 c 处的当量弯矩：mec=mc2+( t)21/2=26.62

21、+(1 48)21/2=54.88n m (7) 校核危险截面c 的强度由式（ 6-3 ） e=mec/0.1d33=99.6/0.1 413=14.5mpa -1b=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（ 217255hbs）根据课本 p235 页式（ 10-2 ） ，表（ 10-2 ）取 c=115 d c(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm 取 d=35mm 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，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定

22、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初选 7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为 17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长 41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm 。(3) 按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm 求转矩：已知t3=271n m 求圆周力 ft：根据课本p127 （6-34 ）式得ft=2t3/d2=2271 103/300=1806.7n 求

23、径向力 fr 根据课本 p127 （6-35 ）式得fr=ft tan =1806.7 0.36379=657.2n 两轴承对称la=lb=49mm (1) 求支反力 fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6n faz=fbz=ft/2=1806.7/2=903.35n (2) 由两边对称，书籍截c 的弯矩也对称mc =26.6n m t=48n m mec =99.6n m e =14.5mpa -1b d=35mm ft =1806.7n fax=fby =328.6n faz=fbz =903.35n - - 截面 c 在垂直面弯矩为mc1=fa

24、yl/2=328.649=16.1nm (3) 截面 c 在水平面弯矩为mc2=fazl/2=903.3549=44.26nm (4) 计算合成弯矩mc= （mc12+mc22）1/2= （16.12+44.262）1/2 =47.1n m (5) 计算当量弯矩：根据课本p235得 =1mec=mc2+( t)21/2=47.12+(1 271)21/2=275.06nm (6) 校核危险截面c 的强度由式（ 10-3 ） e=mec/ （0.1d ）=275.06/(0.1 453) =1.36mpa-1b=60mpa 此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命163

25、65 8=48720小时1、计算输入轴承（1 ）已知 n=458.2r/min 两轴承径向反力：fr1=fr2=500.2n 初先两轴承为角接触球轴承7206ac型根据课本 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 故任意取一端为压紧端，现取1 端为压紧端fa1=fs1=315.1n fa2=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

26、.68 fa1/fr1e x1=1 fa2/fr2e x2=1 y1=0 y2=0 (4) 计算当量载荷p1、p2根据课本 p263 表（ 11-9 ）取 f p=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 =3mc1=16.1n m mc2=44.26n m mc =47.1n m mec =275.06nm e =1.36mpa48720h 预期寿命足够2、计算输出轴承(1) 已知 n=76.4r/min fa=0 fr=faz=903.35n 试选 7207ac型角接触球轴承根据课本 p265 表（ 11-12）得 fs=0.