带式运输机传动装置课程设计(参考资料)课件

1、机械设计课程设计计算说明书带式运输机传动装置设计任务书一、课程设计的内容 设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。 图2为参考传动方案（推荐传动比范围）二、课程设计的数据与要求 已知数据：        1运输带工作拉力：  F =  2.6  kN；        2运输带工作速度：   v =

2、   2.0  m /s；        3卷筒直径：         D =   320  mm ；        4使用寿命：      8年；        5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；    &

3、#160;   6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。 工作要求： 减速器总装配图（必须绘草图）、零件图均采用手工绘制；说明书附必要插图。目录一.传动方案选择与评价 （3）二. 电动机选择（4）三. 计算传动装置的总传动比 并分配传动比（5）四计算传动装置的运动和动力参数 （5）五传动件的设计计算（18）六轴的设计计算（25）七滚动轴承的选择及计算（26）八高速轴键联接的选择及校核计算（27）九高速轴的疲劳强度校核（27）十铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择（30）十一润滑与密封（31）十二、 参考资料目录 （32）设计计算及说明 结果一、传动方案的选择与评价

4、 传动方案给定为三级减速（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：1） 传动方案总体布局合理、紧凑。带传动放在高速级，受力较小，可以减小预紧力和带截面尺寸，同时缓解冲击振动，对电机有过载保护作用。2） 总传动比范围合理：由已知条件计算其驱动卷筒的转速 ，即 可以选用同步转速为 的电动机作为原动机，传动装置总传动比约为25左右。任务书所提供的传动方案拟采用以带轮传动加二级圆柱斜齿轮传动，根据机构常用传动比数值范围，带传动取2、二级齿轮为12.5左右基本合理；而且电动机价格最便宜。3）本方案采用了展开式二级圆柱齿轮减速器，为水平剖分面形式，其结构简单、效率高、制造容易，寿命长，维护方便。4

5、) 减速器输入轴、输出轴位置均位于远离轴上齿轮一侧，有利于减缓齿轮载荷沿齿宽分布不均匀现象。5) 展开式二级圆柱齿轮减速器的齿轮相对轴承严重不对称，齿轮和轴承受力不均；另外，该减速器长度尺寸大，内部未利用空间较多。采用分流式或同轴式可以弥补上述缺陷，但分流式需解决齿轮副载荷如何均匀分配问题、结构复杂、价格高，多用于大功率传动；同轴式内部支承结构复杂、使中间轴较长、刚性差、高速级承载能力不能充分发挥、轴向尺寸较大、也存在齿轮载荷沿齿宽分布不均匀等问题。二、电动机选择 1电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y 132M -4系列三相异步电动机，为卧式封闭结构 。2电动机容量

6、1) 卷筒轴的输出功率 ，2) 电动机输出功率d传动装置的总效率   式中， 为从电动机至卷筒轴之间的各级传动效率。由3表2-4查得： 弹性联轴器 ；滚动轴承 ；圆柱齿轮传动 ；卷筒滑动轴承 ；V带传动 =0.96 .总效率： 故电动机所需功率：     3确定电动机额定功率 由1表20-1选取电动机额定功率。4确定电动机的转速n为便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围，则 电动机转速可选范围为：可见,同步转速为3000r/min的电动机符合要求。选定电动机的型号为Y132S2-2。主要性能如

7、下表： 表1：Y132S2-2型号电动机性能参数表电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y132S2-27.5KW2920r/min2.02.2Y132S2-2型号电动机主要尺寸中心高伸出轴径伸出轴长基座长宽地脚螺钉布置132mm38 mm 80mm280×200mm140×126mm三、计算传动装置的总传动比 并分配传动比 1）、总传动比 = 24.29（符合21< <34） 2)、分配传动比  假设V带传动分配的传动比 ，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比二级减速器中： 高速级齿轮传动比四、计算传动装置的运动和动力参数 1各轴转速 减速器传动装置

8、各轴从高速轴至低速轴依次编号为：0轴、轴、轴、轴。 各轴转速为：轴号n0n1n2n3转速r/min290014503521192各轴输入功率 按电动机所需功率 计算各轴输入功率，即3各轴输入转矩T(Nm) 将计算结果汇总列表备用。表2：传动装置运动和动力参数表项目电动机高速轴中间轴低速轴N转速（r/min） 29001450352119P 功率（kW）6.636.366.055.75转矩T(Nm) i传动比 24.122.95效率 0.950.980.97五、传动件的设计计算 （一）带传动设计1. 设计带传动的主要参数： 已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷平稳，所需传

9、递的额定功率p=6.63kw，小带轮转速   ，大带轮转速 ，传动比 。 设计内容:包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。2.带传动设计计算1）计算功率：  2)选择V带型  根据 、 由1 （p157）图8-10 3）确定带轮的基准直径 并验算带速v (1)初选小带轮的基准直径 由1p155表8-6和p157表8-8，选小带轮基准直径（2）验算带速v   因为 5m /s< v < 25m /s。 4）计算大带轮的基准直径: 根据1式8-15   &#

10、160;     5）确定V带的中心距a和基准长度    (1) 初选带传动中心距，根据 1 p152式（8-20 ） ：                          262.5 a 750 ； (2) 计算带所需的基准长度，由1式8-22  =2×500+×0.

11、5×（125+250）+（250-125）+（250-125）2/4×500 由表8-2取带的基准长度 =1600mm (3)计算实际中心距 a +( - )/2500+（1600-1597）/2 中心距满足变化范围:262.5750mm 6）验算小带轮包角     180°-（ - ）/a×57.3°180°-（250-125）/501.5×57.3° 7）计算V带的根数 （1）确定单根V带所能传递的功率 根据 =2900r/min 和 =125mm 查1表8-4a ，用插值法求得实

12、验条件下确定单根V带所能传递的功率=3.04kw 确定实际条件下单根v带的传递功率的增量 已知A型v带，小带轮转速 =2900r/min和传动比         查1表8-4b得 =0.35kw （2）确定实际条件下单根v带传递功率Pr,计算v带根数 查表8-5得包角修正系数 =0.96,表8-2得带长修正系数 =0.99 =( + )× × =(3.04+0.35) ×0.96×0.998）计算单根V带的初拉力和最小值 对于新安装的V带,初拉力为:1.5 =285N 对于运

13、转后的V带,初拉力为:1.3 =247N 9）计算带传动的压轴力 =2Z sin( /2) 10）.带轮的设计结构 （1）带轮的材料为:HT200 (2)V带轮的结构形式为:腹板式. (3)结构图 （略） （二）齿轮传动设计   齿轮传动设计已知条件：减速器各轴斜齿轮传动的转速、功率及扭矩见表2：传动装置运动和动力参数表（P4）.齿轮传动设计内容：确定各轴转向、斜齿轮旋向、选择材料和热处理措施、进行接触疲劳和弯曲疲劳强度计算，确定各轮齿数、模数、螺旋角，计算斜齿轮传动主要参数。1、 确定各级斜齿轮圆柱齿轮的转向和旋向 结果如上图所示，主要考虑解决以下问题：1）斜齿轮派生的轴

14、向力的抵消问题。2）轴1靠近齿轮1的轴承载荷较大，故斜齿轮1派生的轴力应指向载荷输入端为好。3) 轴1的载荷输入端远离齿轮1，为减缓齿轮沿齿宽载荷分布不均。2、设计高速级齿轮传动11）选择材料和热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 ，(HB<=350HBS),8级精度,查1表10-1得 小齿轮      40Cr      调质处理     HB1=280HBS      大齿轮 

15、     45钢      调质处理     HB2=240HB 2)按齿面接触强度设计 初取小齿轮 =20，则 = ， =20 4.12=82.4，取 =83并初步选定15° 确定公式中的各计算数值： （1）因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 （2）由图10-30选取区域系数ZH （3）由图10-26查取重合度：（4）计算小齿轮的转矩: 。（5）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE （6）由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 &#

16、160;    因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力。 (7)由式10-13计算应力循环次数 （8）由图10-19取接触疲劳寿命系数 =0.90  =0.96  = /S; = /S=( + )/23）计算及其结果（1）计算圆周速度: （2)计算齿宽B及模数 B=d =1×42.9mm=42.9mm ;= cos/ =2.07mmH=2.25 =4.66mm ; B/H=42.9/4.66=9.206（3）计算纵向重合度:=0.318d tan（4）

17、计算载荷系数 由表10-8、10-4、10-13、10-3分别查得: 故载荷系数（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式1010a 得    = （6）、计算模数 = Cos/Z14）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 ： (1)、计算载荷系数: (2)、根据纵向重合度 ,查图10-28得螺旋角影响系数 (3)、计算当量齿数查齿形系数、应力校正系数   ， 由1图10-5查得齿形系数： 由表10-5 查得应力校正系数： （4）确定许用应力由图10-20C得： =500 MPa =380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限： =0.85, =0.88

18、 计算许用弯曲疲劳极限应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: = /S= /S（5）计算大小齿轮的 ，并比较 ： 知 ，故应将 代入公式（11-15）计算。 （6）计算法向模数 对比计算结果,为同时满足接触和弯曲疲劳强度,则需按分度圆直径 =46.22mm来确定齿轮的基本参数。 （7）因为： = =90.64， （8）、计算中心距       （9）、确定螺旋角   （10）计算大小齿轮分度圆直径: ； ； （11）、确定齿宽        

19、;  5）、齿轮结构设计（略）3、低速轴的斜齿轮强度计算11）选择材料热处理方式与前一对齿轮相同，(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得 ：小齿轮      40Cr      调质处理     HB1=280HBS      大齿轮      45钢      调质处理 

20、0;   HB2=240HBS 2）确定齿数和初选螺旋角： Z4 = i3 ·Z3 =2.95×20 = 59,3）按齿面接触强度计算: 确定公式中的各计算数值 ：（1）因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳，试取载荷系数. (2)由图10-30选取区域系数 (3)由图10-26查得 计算重合度(4)计算小齿轮的转矩 以下确定需用接触疲劳极限应力 (5)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE (6)由图10-21查小齿轮的接触疲劳强度极限   （7）由式10-13计算应力循环系数  （8）由图10-19取接触疲劳寿命系数 =0.9

21、6  =0.97  = /S= /S=( + )/2（9）将上述参数带入公式，计算接触疲劳强度，得小齿轮分度圆4）计算斜齿轮传动主要参数 (1)、圆周速度: V= n1/60000 （2）、计算齿宽b及模数 B=d =1X65.87=65.87mm ; = cos/ H=2.25 =7.16mm ; b/h=65.87/7.16=9.200 (3)、计算纵向重合度=0.318dZ1tan(4)求载荷系数：由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458 （5）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10

22、a得：= （6）计算模数 = cos/ 5）按齿根弯曲强度设计 确定公式中主要参数：（1）上式中(2)根据纵向重合度 =1.704,从图10-28查螺旋角影响系数Y(3)求当量齿数查齿形系数   ， 由表10-5查得 由图10-20C得 =500 MPa =380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限 =0.86, =0.89 (4)计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: = /S; = /S(5)比较以下两式： 因 ，故应将 代入1式（11-15）计算。 (6)法向模数 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径 =70.48mm来确定齿轮基

23、本尺寸. (7)中心距       (8)确定螺旋角  (9)计算大小齿轮分度圆直径: ； (10)齿宽          4)、齿轮结构设计（略） 表3：齿轮计算主要结果汇总表级别 齿数模数mn分度圆直径mm螺旋角齿宽mm中心距mm高速22，90245.58，186.4215.09º45，50116低速27,402.569.64,206.3615.26º70,75138 六、轴的设计计算1 已知运动和动力

24、学参数：轴编号功率P （KW）转速n （r/min）扭矩T （Nmm）高速轴6.3614502.183×104中间轴6.053521.642×105低速轴5.751194.603×105作斜齿轮的受力分析，选择各轴的材料，估算最小轴径，进行轴的结构设计。1高速轴设计1）高速级斜齿轮传动受力分析为了进行轴设计，先确定作用在轴上的齿轮啮合力。2） 选择材料及热处理措施按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取A03）初算轴的最小直径高速轴为输入轴，其最小直径为与V带轮轴孔相配合段直径。考虑到带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%

25、， =18.375mm。由机械设计手册表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取 =20mm 高速轴工作简图如下图所示：4）首先确定各段轴的直径 ：A段：，已由最小直径确定 B段：根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm C段：与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径 D段： 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm E段：将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116 G段:与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径 F段：设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm 5）确定各轴段的长度 A段： =1.6*20=32mm,并圆整 B段：考虑轴承盖与其螺钉长

26、度然后圆整 C段： =28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24） ；=B+3+2=16+10+2 G段：与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24） F段： =2-2=10-2=8mm E段：齿轮的齿宽 D段： 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整，两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm， 2、轴的设计计算1） 选材并初算轴的最小直径按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取A0 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%， =

27、27.325mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206。 2）轴的结构设计设计（1） 确定各段的直径 A段与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合；F段与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合 E段：非定位轴肩 B段：非定位轴肩，与齿轮配合 C段：齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D段：定位轴肩 （2）确定各轴段长度： A段：考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度 B段：根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 C段：根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E段：根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定） F段：考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离 D段：由轴得出的两

28、轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm减去已知长度得出 3、轴的设计计算 1）轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查A0 考虑轴上有两个键槽，故最小直径加大12% 2）由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3 3）轴结构设计： 4）确定各轴段直径 A段: 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合 B段:非定位轴肩,h取2.5mm C段:定位轴肩，取h=6mm D段:非定位轴肩，h=6.5mm E段:与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合 F段:按照齿轮的安装尺寸确定 G段:联轴器的孔径 5) 确定各段轴的长度 A段:由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸 B段:齿轮齿宽减去2m

29、m，便于安装 C段:轴环宽度，取圆整值 D段:,由两轴承间距减去已知长度确定 E段:由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸 F段:考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 G段:联轴器孔长度4.轴的强度校核计算:1）高速轴强度校核: 已知载荷和轴段尺寸： ，进行轴的受力分析，求作弯矩图和扭矩图，判断危险截面，按弯钮合成校核轴的静强度。(1）由材料力学知识可求得各水平支反力、弯矩；垂直支反力、弯矩；合成弯矩；扭矩。(2）绘制弯矩图和扭矩图(3）判断危险截面：由图可知,危险截面在C右边 ；且抗弯截面模量为W=0.1 = 9469 mm3(4）按弯钮合成校核轴的静强度。扭矩按脉动变化，取折合系数=0.6；轴材料为4

30、0Cr， 查手册 附图：高速轴受力分析和弯钮矩图 七、滚动轴承的选择及计算11. 已知条件：轴轴承型号为30206的圆锥滚子轴承，转速n=1450n/min，支承和受力见上页附图：受力分析和弯钮矩图。 2.计算内容：求轴承的径向载荷，计算轴承的轴向载荷，计算轴承的当量载荷,校核轴承寿命。3.设计计算1）计算轴承的径向载荷： 2）计算轴承的轴向载荷  (1)查指导书p125：30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Co=50.5KN，e=0.37，Y=1.6 （2）两轴承派生轴向力为： （3）判断松紧段，确定轴承的轴向力因为 轴有左移趋势，左端

31、轴承压紧，右端轴承放松 。所以：、 （4）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 对轴承1：对轴承2：  （5）计算轴承寿命轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命达18年. 八、高速轴键联接的选择及校核计算1 1.键连接的挤压强度校核公式：        2.轴上与带轮相联处键的校核 选择键A10×28，截面尺寸：b×h×L=6×6×20  单键联接的组成零件均为钢， =125MPa=125MPa 九、高速轴的疲劳强度校核1  1已知轴结构：2设计内容：判断危

32、险截面，对高速轴（齿轮轴）进行疲劳强度校核。3.设计计算1）判断危险截面 在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。 从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E段左右截面即可。 2）截面右侧疲劳强度校核 （1）抗弯截面系数 （2）抗扭截面系数 （3）左截面上的扭矩T为 （4）截面上的弯曲应力(对称) （5）截面上的扭转应力(脉动) （5）轴的材料为4

33、0Cr,调质处理。由表15-1查得： （6）截面上理论应力系数 按附表3-2查取。因 经查之为： ； （7）由附图3-1可查取轴的材料敏性系数 ； 故有效应力集中系数按式（附3-4）为： （8）轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：（9）轴未经表面强化处理，即 ，则按式（3-12）及（3-12a）得到弯曲疲劳综合影响系数为： ；式中：尺寸系数（由附图3-2查得）（10）计算剪切疲劳综合影响系数为： 式中：扭转尺寸系数由附图3-3查的（11）由公式（3-6）和（3-14a）得到40Cr的特性系数 (12) 截面安全系数：4)E段左端面校核 (1)抗弯截面系数(2)抗扭截面系数 (3)截面I

34、V上的扭矩T为 (4)截面上的弯曲应力(5)截面上的扭转应力(6)由表15-1查得： (7)轴的材料敏性系数 ； (8) (9)轴按磨削加工， ； (10) 计算弯曲疲劳综合影响系数为；(11) 计算剪切疲劳综合影响系数为（12）截面安全系数：   十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择3 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 符号 减速器及其形式关系机座壁厚 0.025a+3mm=6.84mm,取8mm 机盖壁厚 1 0.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm 机座凸缘厚度 b 1.5=12mm 机盖凸缘厚度 b1 1.5=12mm 机座底凸缘厚度 p 2.5=2

35、0mm取30mm 地脚螺钉直径 df 0.036a+12=12.288mm取16mm 地脚螺钉数目 n a<250mm,n=4 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75df=13.15mm取8mm 机盖与机座连接螺栓直径 d2 (0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm 连接螺栓d2的间距 l 150200mm取180mm 轴承端盖螺钉直径 d3 (0.40.5)df=7.018.76mm取M8 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.30.4)df=5.267.01mm取M6 定位销直径 d (0.70.8)df=12.2714.02mm取M12 df、d2、d3至外机壁距离 c1

36、60;d1、d2至凸缘边缘距离 c2  轴承旁凸台半径 R1 R1=C2=20 凸台高度 h  外机壁至轴承座端面距离 L1 c1+c2+(58)=44 内机壁至轴承座端面距离 L2 +c1+c2+(58)=52 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 1.2=9.6mm取14mm 齿轮端面与内机壁距离 2 =8mm取10mm 机盖、机座肋厚 m1,m m1=m0.851=6.8mm,取7mm 轴承端盖外径 D2  轴承端盖凸缘厚度 e (11.2)d3=9mm取12mm 轴承旁连接螺栓距离 s sD2 2. 减速器附件的选择在草图设计阶段完成。 附件包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。   十一、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。 选同步转速n=3000r/min的Y132S2-2型号电动机选