带式运输机传动装置课程方案设计书

1、课程设计题目带式运输机传动装置课程设计学生姓名lin wen lai学号 110201241学院专业指导教师目录.2 21.22.23.44.55.66.127.188.229.2310.2326课程设计所在专业冶金工程轻工学院学院学生班级学号姓名开始时间提交时间指导教师题目带式运输机传动装置设计题目性质理论研究应用研究技术开发其他性质及来源主要传动简图如下：内容654VF3211 V 带传动2电动机3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5卷筒6运输带原始数据：工作条件： 一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘。使用期限： 5 年动力来源： 三相交流电（ 220V/380V ）运输带速度允许误

2、差：±5%。备注设计计算说明书一、传动方案拟定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5 年，工作为单班工作制，载荷平稳，环境清洁。1（ 2）原始数据： 输送带拉力 F=2800N ；带速 V=1.4m/s ；滚筒直径 D=350mm ；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2=0.96×0.98 ×0.97×0.99×0.96(2)电机所需的工作功率：P 工作 =FV/ （1

3、000总）=2800× 1.4/（ 1000×0.885）=4.429KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒 =60×1000V/ （ D）=60×1000×1.4/（× 350）=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I 带传动比 Ia=35。取 V，则总传动比理时范围为1=24I a=620。故电动机转速的可选范围为× n 筒=nd=I a（ 620）× 76.43=458.61528.66r/min 符合这一范围的同步转速有 750、1000、

4、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 。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=960/76.43=12.562、分配各级传动比（ 1） 据指导书 P7 表 1，取齿轮 i 齿轮

5、=3（单级减速器 i=36 合理）（ 2） i 总=i 齿轮 ×I 带 i 带=i 总/i 齿轮 =12.56/3=4.2四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min ）n0=n 电机 =960r/minnI=n0/i 带=960/4.2=228.6(r/min)nII =nI /i 齿轮 =76.2r/min)nIII= nII= 76.2(r/min)计算各轴的功率（KW ）P0= P 工作 =4.429KWPI=P0 带=4.429× 0.96=4.252KWPII =PI× 齿×承 =4.042KWPIII =PII ×承&#

6、215; 联=4.042×0.98×0.99=3.922KW3 计算各轴扭矩（ N· mm）4 To = 9550 × P0/n0= 9550 × 4.429 × 1000/960 =44.06N· mTI=9550×PI /nI=9550×4.252×1000/228.6 =177.63N·mTII =9550× PII/nII=9550× 4.042×1000/76.2=506.8N·mTIII =9550×PIII /nIII=9

7、550× 3.922×1000/76.2=491.54N· 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 选带截型由课本 P83 表 5-9 得： kA =1PC=K A P=1×4.429=4.429KW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，推荐的小带轮基准直径为63100mm则取 dd1=100mm>dmin=63dd2=n1/n2·dd1=960/4.429× 100=419mm 由课本 P74表 5-4，取 dd2=4

8、20mm实际从动轮转速n2 =n1dd1/dd2=960×100/420=228.5r/min转速误差为：（ n2-n2）/n2=（228.6-228.5） /228.6 =0.00044<0.05(允许 )带速 V ： V= dd1n1/60×1000=×100×960/60×1000=5.03m/s在 525m/s 范围内，带速合适。（ 3） 确定带长和中心矩根据课本 P84式（ 5-14）得0. 7(dd1+dd2)a0 2(dd1+dd2)0. 7(100+420)a02×(100+420)所以有： 364mm a010

9、40mm由课本 P84式（ 5-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(d d2-dd1)/4a02=1867.6mm根据课本 P71 表（ 5-2）取 Ld=1900mm根据课本 P84 式（ 5-16）得：a a0+L d-L 0/2=500+（1900-1867.6）/2=516.2mm(4)验算小带轮包角 1=1800-（ dd2-dd1） /a×57.30 =1800-（420-100） /516.2×57.30=1800-35.520=144.480>1200（适用）（ 5）确定带的根数根据课本 P1=0.97KW P1=0.08KWK =0

10、.96KL =0.99得Z=P /P =P/(P +P )K KCC11L=4.429/【 (0.97+0.08 )×0.96× 0.99】=4.438(6)计算轴上压力由课本表 查得 q=0.1kg/m，单根 V 带的初拉力：F0=500PC/（ ZV ）× （2.5/K -1）+qV 2=500 × 4.429/ （ 3 × 5.03 ） × (2.5/0.96-1)+0.1 × 5.032N=237.17N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sin （ 1/2 ） =2 × 3 × 237.17s

11、in（ 144.480/2） =1289.26N2、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；根据表选 7 级精度。齿面精糙度 Ra1.63.2 m(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=3取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ 1=3× 20=120实际传动比I0=60/20=3传动比误差：（

12、 i-i 0）/I=(3-3)/3=0%<2.5% 可用齿数比： u=i0=3由表取d=0.9(3)转矩 T166T1=9.55×10 ×P/n1=9.55×10 × 2.1/76.2(4)载荷系数 k取 k=1(5)许用接触应力 H H= Hlim ZNT/SH 由课本查得：HlimZ1 =570MpaHlimZ2 =350Mpa由课本 P133 式 6-52 计算应力循环次数NLNL1 =60n1rth=60× 76.2× 8×365× 5=6.68× 107NL2 =N L1/i=6.68 &

13、#215;107/3=2.23×107由课本查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1 =0.92ZNT2 =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= Hlim1 ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa H2= Hlim2 ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/ du H2)1/3=76.431×263188.98× (3+1)/0.9 ×3×34321/3mm =139*.13mm模数： m=d1/Z1=

14、/20=6.96mm根据课本表取标准模数： m=7mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度 F=(2kT 1/bm2Z1)YFaY Sa H 确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ 1=7×20mm=140mm d2=mZ 2=7×60mm=420mm齿宽： b=dd1=0.9× 100mm=90mm取 b=90mm b1=90mm(7)齿形系数 Y Fa 和应力修正系数Y Sa根据齿数 Z1=20,Z2=90 由表 6-9 相得Y Fa1=2.80YSa1=1.55Y Fa2=2.28YSa2=1.69(8)许用弯曲应力 F F= Flim YSTY NT /SF由设计

15、手册查得： Flim1 =290Mpa Flim2 =210MpaY NT1 =0.88Y NT2=0.9实验齿轮的应力修正系数Y ST=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 F 1=Flim1 YSTY NT1 /SF=290× 2× 0.88/1.25Mpa=408.32Mpa F 2=Flim2 YSTY NT2 /SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49） F1=2kT 1/（bm2Z1)Y Fa1Y Sa1=2×1×263188.98/（90

16、5; 72×20)× 2.8×1.55Mpa =25.90Mpa< F 1 F2=2kT 1/（bm2Z2)Y Fa1Y Sa1=2×1×263188.98/（90× 72×60)× 2.28×1.69Mpa =4.54Mpa< F 2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=5/2(20+60)=200mm(10)计算齿轮的圆周速度VV= d1n1/ （ 60 × 1000） =3.14 × 100× 76.2/（ 60 &

17、#215; 1000）=0.40m/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，硬度217255HBS根据设计手册例题，并查表10-2，取 c=115d115 (4.429/228.6)1/3mm=16.01mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=16.01×(1+5%)mm=16.81选 d=17mm2、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=17

18、mm 长度取 L1=50mm h=2c c=1.5mmII 段:d2=d1+2h=17+2 × 2× 1.5=23mm d2=23mm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） =93mmIII 段直径 d3=35mmL3=L 1-L=50-2=48mm段直径 d4=41mm由手

19、册得： c=1.5h=2c=2× 1.5=3mmd4=d3+2h=35+2 ×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L 4=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+3×2） =36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为 36mm 段直径 d5=30mm. 长度 L 5=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=100mm求转矩：已知T2=58554.28N·mm求圆周力： FtFt=2T2/d2=58554.28/50

20、=1171.09N求径向力FrFr =Ft·tan =1171.09×tan200=426.24N 因为该轴两轴承对称，所以： LA =L B =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=213.12NFAZ =FBZ =Ft/2=585.55N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M C1=FAyL/2=213.12 ×50=10.656N· m(3) 绘 制 水 平 面 弯 矩 图 （ 如 图 c ）截面 C 在水平面上弯矩为：M C2=FAZ L/2=

21、585.55 ×50=29.2775N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）M C=(M C12+M C22)1/2=(10.6562+29.2782)1/2=31.156N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩： T=9.55×（ P2/n2） ×106=58.55N· m(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=M C2+( T) 21/2=31.1562+(1 ×58.55)21/2=66.32N· m(7)校核危险截面C 的强度 e=Mec/（0

22、.1d33） =66.32/（ 0.1×413）=9.62MPa< -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）根据设计手册表取 c=115dc(P3/n3)1/3=115(3.922/76.4)1/3=26.06mm取 d=26mm2、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

23、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 26mm，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：Ft=2T3/d2=2× 271× 103/300=1806.7N求径向力FrFr=Ft· tan =1806.7× 0.36379=657.2N两轴承对称 LA=L B=49mm(1)求支反

24、力 FAX 、 FBY 、FAZ 、FBZFAX =FBY =Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ =FBZ =Ft/2=1806.7/2=903.35N(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M C1=FAY L/2=328.6 ×49=16.1N· m(3)截面 C 在水平面弯矩为M C2=FAZ L/2=903.35 ×49=44.26N· m(4)计算合成弯矩M C=（M C12+M C22） 1/222=（16.1 +44.26 ）1/2(5)计算当量弯矩：根据课本P235 得=1Mec=M C2+( T) 2

25、1/2=47.1 2+(1 ×271)21/2 =275.06N· m(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25×52×8=10400 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 型轴承内部轴向FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)

26、 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/FA1 /FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2 /FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本表得 e=0.68FA1 /FR1<ex1=1 FA2 /FR2<e x2=1y1=0y2=0(4)计算当量载荷 P1、P2根据课本表取 f P=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5 ×(1× 500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2 )=1.5×

27、;(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 =3根据手册得 7206AC 型的 Cr=23000NLH=16670/n(f tCr/P)3=16670/458.2×(1×23000/750.3)预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知 n=76.4r/minFa=0FR=FAZ =903.35N试选 7207AC 型角接触球轴承根据课本得 FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63× 903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、 FA2 FS1+Fa=FS2 Fa=

28、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、yFA1 /FR1=569.1/903.35=0.63FA2 /FR2=569.1/930.35=0.63根据课本表得： e=0.68FA1/FR1<e x1=1y1=0FA2/FR2<e x2=1y2=0(4)计算当量动载荷P1、 P2根据表取 f P=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5 ×(1× 903.35)=1355N P2=fP(x 2FR2+y2FA2 )=1.5×(1×903.35)=1355N(5)计算轴承寿命L H P1=P2 故