带式运输机传动装置设计 课程设计

1、带式运输机传动装置设计1.工作条件连续单向运转，载荷有轻微冲击，空载起动；使用期5年，每年300个工作日，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%1-电动机；2-联轴器；3-展开式二级圆柱齿轮减速器；4-卷筒；5-运输带题目B图带式运输机传动示意图2.设计数据学号一数据编号11-112-213-314-415-5运输带工作拉力 F （kN）运输带工作速度 v （m/s）1卷筒直径 D （ mm）3803601340320300选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。进行传动装置中的传动零件设计计算。绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。编写设计计算说明书。1、

2、动力机类型选择因为载荷有轻微冲击，单班制工作，所以选择丫系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：（2）电机所需的功率：3、确定电动机转速 计算滚筒工作转速：因为 ia8 40所以 ndianw8 4050.76406.08 2030.4 r/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，因此有三种传动比方案，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

3、电动机型号为Y132M2-6其主要性能：额定功率；满载转速960r/min;额定转矩；质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级传动比查表可知i1所以i1J1.4 18.91 5.16四、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率3.设计任务1）2）3）4）1.4i2Po=P电机=P =P电机Xn1=X = KWPI=PXn2= XX = KWPii=PiXn3= XX =piv = XX =3、计算各轴扭矩T零=9550P/n=4377 N-mmT=X 106P/ni=4333 N - mm Ti=X 106Pi/nII= 21500N - mm Tii=

4、X 106Pii/nIII=75520N - mm6Tv=9550X 10 P叫nv=74025 N - mm五、传动零件的设计计算1.选精度等级、材料及齿数1)材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬 度为 240HBS二者材料硬度差为 40HBS2)精度等级选用 7 级精度；3) 试选小齿轮齿数 z1 = 24,大齿轮齿数 z2= 124 的；2.按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷， 所以通过低速级的数据进行计算 式(10 21)试算，即 dt 辽Z,d u选定载荷Kt1.3计算扭矩T143.77N *m7

5、 级精度；z1 = 20z2 = 963.确定公式内的各计算数值(1) 试选 Kt =(2) 由1表 10 7 选取尺宽系数 d = 1(3) 由1表 10 6 查得材料的弹性影响系数ZE=(4) 由1图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 C600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限 CHlim2 = 550MPa(5) 由1式 10 13 计算应力循环次数N1 = 60n 1jLh = 60 X 960X 1 X( 1X 8X 300X 5)=6.912 108N2 = N1/ =X 10e8N3= X10e8N4=N3/= X 10e8此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数

6、。Ln 为齿轮的工作寿命，(6) 由1图 10 19 查得接触疲劳寿命系数KHN 仁KHN 舉Hliml =单位小时1 %,安全系数 S= 1,由式（10- 12）得aH1600MP* 552MPaaH2 =X 550MP* 517 MPaaH3 = X 600MP* 564MPaaH4 =X550MP 年 539MPa=2.32*计算圆周速度v=nd1tn2=n50.092 960=s60 1000 60 1000计算齿宽 b 及模数 mb= dd1t=1 X =m 壬空生Z124h=x =b/h=K由1表 10 2 已知载荷平稳，根据 v=s,7 级精度，由1图A=1由 b/h= ,KHB

7、=查1表 1013 查得KFB=由1表 10 3 查得 KHa二KHa =1。故载荷系数K=KAKVKHUKH3 =XX 1X=按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（10 10a）得3 _3 _d1=chtjK/Kt=50.092 V1.79/1.3mm=计算模数 m md1=50mm=z124由1图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限a F1=500Mpa 大齿轮得弯曲疲劳极限强度 a F2=380MPaKHNSKHN 车计算接触疲劳许用应力取失效概率为计算高速轴 试算小齿轮分度圆直径d1t32d1t 2.32*全 dUaH3-3-1.3 43.77 10 3.21 189.

8、83517计算载荷系数4 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 齿轮的相同所以取 KA=110 8 查得动载系数 KV=由1表 10KHB的计算公式和直使用系数K2由110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1= KFN2=计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=见1表 10-12 得0.85*500a F1= (KFN1*a F1) /S=1.40.9*380a F2=( KFN2*a F2) /S=1.4计算载荷系数K=KAK/K= aKF3 =1 XX 4X =查取应力校正系数由表 10 5 查得 Ysa1=; Ysa2m查取齿形系数YFa1二计算大、小齿轮的并YFa2=YF加以比较aFY

9、FalYsal_2.65 1.58 _% 1YFa2Ysa2_ 22.16 1.81244.29303.57(TF2设计计算r c32 1.512 4.377* 10e4c 22-0.01600=1 242对结果进行处理取 m=2Z1=d1/m=2 26Z2=u* Z1=*26 135几何尺寸计算计算分度圆直径中心距d1=z1m=26*2=52mm d2=z1m=135*2=270mm a=(d1+d2)/2=(270+52)/2=161计算齿轮宽度b= dd1 =52mm计算低速轴试算小齿轮分度圆直径 d1t32D2t 2.32*全V dUaH,1.3 215 1033.2 1 189.8=

10、2.32* J计算圆周速度v=nd2t门260 10003.2539n 82.82 186.05 =s60 10002计算齿宽 b 及模数 mb= dd1t=1 X =dit82.82m=- =- =zi24h=x =b/h=K由1表 10 2 已知载荷平稳，所以取 KA=1根据 v=s,7 级精度，由1图 10 8 查得动载系数 KV=由1表 104 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同A=1由 b/h= ,KHB=查1表 10 13 查得KFB=由1表 10 3 查得 KHa二KHa =1。故载荷系数K=KAKVKHUKH3 =XX 1X=按实际的载荷系

11、数校正所得的分度圆直径，由1式(10 10a)得3 _3 _d1=d1tjK/Kt=82.82 Jo.9/1.3mm二计算模数 m m生rllmm二Z124由1图 10-20C 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限a F1=500Mpa 大齿轮得弯曲疲劳极限强度 C F2=380MPa由110-18 查得弯曲寿命系数 KFN3二KFN4二计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=见1表 10-12 得a F1= (KFN1*a F1) /S=0.9*500=1.40.95*380 计算载荷系数K=KKZKFaKF3 =1XX 1 X =查取应力校正系数由表 10- 5 查得 Ysa3二；Ysa4=查取齿形系

12、数YFa3=YFa1YSa1=2.65 1.58计算载荷系数使用系数KOF2=(KFN2*0F2)/S=1.4YFa4=YFaYS加以比较%计算大、小齿轮的并% 132143设计计算、c32 0.9 215*10e4ccccm220.015186=V 1 242对结果进行处理取 m= 取 3Z1=d1/m=3 =28Z2=u* Z1=*28102几何尺寸计算计算分度圆直径中心距d1=z1m=28*3=84mm d2=z1m=102*3 =306mm a=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195计算齿轮宽度b= dd1 =84mm六、轴的设计计算1 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆

13、 直径压力角 m1430r/mi n42mm20L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2 求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=*tan20 =3 初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 号钢。根据表115-3选取 A=112。于是有4 联轴器的型号的选取查表114-1,Tea=Ka*T3=*=Tea=Ka*T3=*=按照计算转矩GB/T5843-2003 （见表28-2），选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63N -半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm4 联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka二

14、则；Tea二Ka*T3=*= mYFa2Ysa2_2.2 1.78257.86(TF2取 Ka=则； m mTea 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准按照计算转矩 Tea 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003 （见表28-2 ），选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N m半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm见下表5.轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取的直径 d2-3=18mm 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈

15、直径 轴配合的毂孔长度 L1=42mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 L1略短一些，现取 L1-2=40mm b 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速 转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低固选用深沟球轴承， 又根据 d2-3=18mm 所以选 6004 号轴承。 右端采用轴肩 定位 查2又根据 d2-3=18mn 和上表取 d3-4=20mm c 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=25mmd 轴承端盖的总宽度为 15m m（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）

16、 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 25mm 固取 L2-3=40mm，c=15mm考虑到箱体的制Ft= Fr=GY2 凸缘联轴器Ka=Tea二 m d1=16mm 造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离 已知滚动轴承的宽度 T=12mn 小齿轮的轮毂长 L=50mm 贝UL3-4=12m m 至此已初步确定轴得长度有因为两轴承距离为 轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1 表15-2取七、滚动轴承的选择及校核计算、根据要求对所选的在低速轴3 上的两滚动轴承进行校核所选轴 3 上的两滚动轴承型号均为 额定静载荷 Cor4320N。现对它们进

17、行校核 别为FNH1=758N FNV1 = FNH2= FNV2=由上可知轴承 2 所受的载荷远大于轴承 2， 2 满足要求，轴承11）求比值 轴承所受径向力 Fr所受的轴向力 Fa必满足要求。，在前面进行轴的计算时61809，其基本额定动载荷 Cr4650 N，基本 由前面求得的两个轴承所受的载荷分所以只需对轴承 2 进行校核，如果轴承V1600.226 97.232N0N1745.5N2-3 段D=20o 半联轴器与1-2 断的长度应比s,取 s=8mm189,含齿轮宽度所以各它们的比值为 一 0Fr根据1表 13-5，深沟球轴承的最小 e 值为，故此时 空 e0Fr2） 计算当量动载荷

18、 P,根据1式（13-8a）P fP（XFrYFa）按照1表 13-5 , X=1, Y=0,按照1表 13-6 ,取fP1.1。贝 y3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为（工作时间），根据1Lh八警）60 nmP53042 h46720取 3）所以所选的轴承fp1.0 1.2 ,Lh2 8 365（13-5） 1066093.1r/m inh 61909 满足要求。八、键连接的选择及校核计算按要求对低速轴 3 上的两个键进行选择及校核。1）对连接齿轮 4 与轴 3 的键的计算（1） 选择键联接的类型和尺寸一般 8 以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选 用圆头

19、普通平键（A 型）。根据 d=52mn 从 1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm 高度 h=10mm 由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=63mm（2） 校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表 6-2 查得许用挤压应力p 100120MPa， 取平均值，p 110MPao 键的工作长度 l=L-b=63mm-16mm=47mm 键与轮毂键槽 的接触高度k=x 10=5mm 根据1式（6-1 ）可得33P2T10 2 26644 10MPa 436MPa p 11CMPa所以所选的键满足强度要求。 键kld 5 47 52的标记为：键 16x 1CX 63 GB/

20、T 1069-1979 o2）对连接联轴器与轴 3 的键的计算（1） 选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用 A 型普通平键连接。根据 d=35mn 从1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm 高度 h=8mm 由半 联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长（2） 校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料也都是钢，由p 100120MPa，取其平均值，8h46720h12800)3h (1920(3对于球轴承L=70mm1表 6-2 查得许用挤压应力p110MPa。键的工作长度I二L-b=70mm-10mm=60mm 键与轮毂键槽的接触高度k=x 8=4mno 根据1式（

21、6-1 ）可得332T 10Pa 63曲P 110MPa所以所选的键满足强度要10X 8X 70 GB/T 1069-1979。p键 16X 10X 63九、联轴器的选择及校核计算本设计的联轴器的选择主要包括了两个联轴器的选择，第一个是电动机轴与减速器的 输入主轴的联结，根据文献2中的表12-23Y系列电动机的外型尺寸，本设计所选用的电 动机的型号为Y112M-4,可知电动机的输出主轴的外伸部分的长度E和直径D分别是60和28。又本设计的蜗轮轴的直径计算最小值为36.91mm和蜗杆的计算最小直径为14.69mm又轴上都装有键，要将尺寸扩大7%左右。最终确定的蜗轮轴的直径和蜗杆轴的直径分别是42

22、mn和28mm G艮据文献2表8-8弹性套柱销联轴器,最后确定电动机与减速器的输入轴 间的联轴器选择为LT4型，其标注为LT4联轴器YA28 X 62。对于第二个减速器的输出轴 与工作机的输入轴之间的联轴器减速器选择LT7型，其标注为LT7联轴器JA42X112。十、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约个 齿高，但不小于10mm低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm, 1/6齿轮。2、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V2m/s所以采用飞溅润滑。3、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。十

23、一、箱体及附件的结构设计装配前， 所有的零件用煤油清洗， 箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料； 齿轮啮合侧隙用铅丝检验， 高速级侧隙应不小于， 低速级侧隙也不应小于；齿轮的齿侧间隙最小=， 齿面接触斑点高度45%长度60%角接触球轴承7213C7218C 7220C的轴向游隙均为；用润滑油润滑； 箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；减速器装置内装CKC15（工业用油至规定的油面高度范围；减速器外表面涂灰色油漆； 按减速器的实验规程进行试验。pkid求。键的标记为：键圆头普通平键（A 型）1、 减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配

24、图及零件图。2、注意事项（1）（2）（3）（4）（5）（6）（7）设计小结如梭的岁月一闪即逝，仍然的光阴更如白驹过隙，转眼间为其三周的课程设计结束了, 这三周让我获益颇多。通过这次课程设计，使我对机械原理有了更深的理解.在这次的设 计中，由于是的一次作设计，缺乏经验，给设计带来了不必要的麻烦.课程设计就在我们小组成员的共同努力下即将结束，回顾这几天来的辛勤努力，再看 一下我们的成果,心中充满了喜悦和一种强烈的集体荣誉感.自己出题目,自己总体设计,自己动手把设计图形化,整个过程必须节节相扣,哪个环节出了错,会给整个设计过程带来 意想不到的困难,因此需要每个成员慎之又慎,丝毫的麻痹大意都不允许出现.在提交指导 老师审核之前,每个细节都是考虑来考虑去,恐怕在某个环节上出错，很可惜我们的设计不 够理想，不过还好，由此可见,在实际生产中,设计人员所要承担