二级减速器带式运输机传动装置的设计.

1、机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动装置的设计机械工程院（系）机械工程及自动化专业年级2012设计人指导教师完成日期2012 年1 月7 日太原工业学院目录1 传动方案的分析论证51.1 传动装置的组成51.2 传动装置的特点51.3 确定传动方案51.4 传动方案的分析52.电动机的选择52.1 选择电动机的类型52.2 选择电动机的功率52.3 确定电动机的转速63.传动比的计算及分配63.1 总传动比63.2 分配传动比64.传动装置运动及动力参数计算74.1 各轴的转速74.2 各轴的功率74.3 各轴的转矩75.减速器的外传动件的设计85.1 选择 V 带型号85.2 确定带

2、轮基准直径85.3 验算带的速度85.4 确定中心距和V 带长度85.5 验算小带轮包角95.6 确定 V 带根数95.7 计算初拉力95.8 计算作用在轴上的压力95.9 带轮结构设计96.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算106.1 选择材料、热处理方式和公差等级106.2 初步计算传动的主要尺寸106.3 确定传动尺寸116.4 校核齿根弯曲疲劳强度136.5 计算齿轮传动其他几何尺寸147.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算157.1 选择齿轮的材料157.2 确定齿轮许用应力157.3 计算小齿轮分度圆直径167.4 验算接触应力167.5 验算弯曲应力177.6 计算齿轮传动的其他尺寸177.

3、7 齿轮作用力的计算188 中间轴的设计计算188.1 已知条件188.2选择轴的材料 .198.3初算轴径 .198.4结构设计 .198.5键连接 .218.6轴的受力分析 .218.7校核轴的强度 .238.8校核键连接的强度 .238.9校核轴承寿命 .239.高速轴的设计与计算 .249.1已知条件 .249.2选择轴的材料 .249.3初算最小轴径 .249.4结构设计 .259.5键连接 .279.6轴的受力分析 .279.7校核轴的强度 .299.8校核键连接的强度 .309.9校核轴承寿命 .3010.低速轴的设计与计算 .3110.1已知条件 .3110.2选择轴的材料 .

4、3110.3初算轴径 .3110.4结构设计 .3110.5键连接 .3310.6轴的受力分析 .3310.7校核轴的强度 .3510.8校核键连接的强度 .3510.9校核轴承寿命 .3611 润滑油与减速器附件的设计选择.3611.1润滑油的选择 .3611.2油面指示装置 .3611.3视孔盖 .3711.4通气器 .3711.5放油孔及螺塞 .3711.6起吊装置 .3711.7起盖螺钉 .3711.8定位销 .3712 箱体结构设计 .3813 设计小结 .3914 参考文献 .39附：装配图与零件图设计任务带式运输机传动装置的设计。已知条件：1运输带工作拉力F = 2 kN ；2运

5、输带工作速度v = 1.1 m/s ；3滚筒直径D = 300 mm ；4滚筒效率 j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期：8 年；7工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；8动力来源：电力，三相交流，电压380/220V ；9检修间隔期：4 年一次大修，2 年一次中修，半年一次小修；10制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。DFv动力及传动装置图 1设计计算及说明结果1. 传动方案的分析论证机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它通常具备减速（或增速）

6、 、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。1.1 传动装置的组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.2 传动装置的特点：齿轮相对于轴承的位置不对称，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。1.3 确定传动方案：合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，还要与工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难的。因此，要分清主次，首先满足重要要求，同时要分析比较多种传动方案，选择其中既能保证重点，又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。初步确定传动系统总体方案为二

7、级展开式圆柱齿轮减速器，设计图如下：I2 31II5PwPdIIIIV 4图一：传动系统总体方案设计图1.4 传动方案的分析：结构简单，采用带传动与齿轮传动组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，成本低，使用维护方便。2. 电动机的选择2.1 选择电动机的类型根据用途选用Y （ IP44）系列一般用途的全封闭式自冷式三相异步电动机2.2 选择电动机的功率F=2000N由已知条件可知， 传送带所需的拉力F=2KN ，传输带工作速度v=1.1 m/s ，故输送带所需功率为Pw =Fv=2.2KW1000由【 2】表 1-7 查得滚筒效率滚 =0.9

8、6，轴承效率轴承 =0.99，联轴器效率联 =0.99，带传动的效率带 =0.96，齿轮传递效率齿轮 =0.97 。电动机至工作机之间传动装置的总效率为4 2总轴承带 齿轮联 滚 =0.8246电动机总的传递效率为p0Pw=2.66kw总查 2 表 12-1，选取电动机的额定功率为ped =3KW2.3 确定电动机的转速由已知，滚筒的直径为D=300mm ，工作速度为v=1.1 m/s，所以1000*60*vr / min输送带带轮的工作转速为n w =70DV 带传动比 i 带 =24 ，二级减速器常用的传动比为i内 =840总传动比的范围i总 = i带 * i内 =16160电动机的转速范

9、围为n0 = i 总 * nw =112011200r / min查 2 表 12-1 ，符合这一转速的范围的电动机同步转速有1500 r / min ，3000 r / min 三 种 ， 初 选1500r / min ， 满 载 转 速 nm =1420 r / min 型 号Y100L2-4 的电动机。Pw =2200KW总 =0.96P =0.82460Ped =3000KWnw =70 r / minnm =1420 r / min3. 传动比的计算及分配3.1 总的传动比nm1420 r / minr / mini 总 =20.28 r / mini 总 = nw=70=20.28

10、3.2 分配传动比根据带传动比范围，取V 带传动比为i 带 =2.46，则i 带 =2.46i= i总 =8.23i=8.23减速器的传动比为i带i 高 =3.3高速级传动比为i 高 =(1.3 1.4)*i=3.273.39。取 i高 =3.3低速级传动比为i 低 =i8.23=2.49i高3.34. 传动装置运动及动力参数计算4.1 各轴的转速轴（高速轴）n1n01420i带r / min 577.23r / min2.46轴（中间轴） n2n1577.23 r / min174.91r / mini高3.3轴（低速轴） nn2174.91r / min70.24r / min3i低2.4

11、9轴（滚筒轴） nwn370.24r / min4.2 各轴的功率轴（高速轴）p1 =带 * p0 =0.96*2.66kw =2.55kw轴（中间轴）p =轴承*齿轮 * p =0.99*0.97*2.55kw=2.45kw21轴（低速轴）p =齿轮 *轴承 * p2 =0.45*0.99*0.97kw=2.35kw3轴（滚筒轴）pw = p4 =联 * 轴承 * p3 =0.99*0.99*2.35kw=2.31kw4.3 各轴的转矩电动机轴T0 =9550*P0=9550*2.66N m =17.89 N mn01420轴（高速轴）T1 =9550*p1=9550*2.55Nm =42.

12、19 Nmn1577023轴（中间轴） T2 =9550*p2 =9550*2.45Nm =133.77 Nmn2174.91i 低 =2.49n1577.23r / minn2174.91r / minn370.24r / minnw70.24r / minp1 =2.55kwp2 =2.45kwp3 =2.35kwpw =2.31kwT0 =17.89 N mT1 =42.19 N mT2 =133.77 N m轴（低速轴） T3=9550*p3=9550*2.35N m =319.51 N mn370.24mT3 =319.51 N轴（滚筒轴） T4=9550*pw =9550*2.31

13、N m =314.07 Nmmnw70.24T4 =314.07 N表一 传动装置各轴主要参数计算结果轴号输入功率 P/kW转速 n/(r/min)转矩 T/N ?m传动比 i电动机轴2.66142017.89轴（高速轴）2.55577.2342.19i带 =2.46轴（中间轴）2.45174.91133.77i高 =3.3轴（低速轴）2.3570.24319.51i低 =2.49轴（滚筒轴）2.3170.24314.075. 减速器的外传动件的设计5.1 选择 V 带型号考虑到在和变动较小，查【 1】表 7-5 得工作情况系数K A =1.1，则pd = K A * p0 =1.1*2.66

14、kw=2.93kw根据 nm =1420r/min ， pd =2.93kw ，由 【1】图 7-17 选择 A 型普通 V 带。5.2 确定带轮基准直径由【1】图 7-17 可知 ，A 型普通 V 带推荐小带轮直径D1 =80100 ，选小带轮 D1 =100mm ，则大带轮直径为D2 = i 带 * D1 =2.46*100mm=246mm ，由【 1】表 7-7，取 D2 =250mm 。5.3 验算带的速度v带 =D1n0=100 142060=7.45m/s<25m/s60100010005.4 确定中心距和V 带长度选择A型普通 V带D1 =100mmD2 =250mm带速符

15、合要求根据 0.7（ D1 + D2 ） mm=245mm< a0 <2( D1 + D2 )mm=700mm为了使结构紧凑，取偏低值a0 =350mma0 =350mmV 带基准长度为，L=2a+ （ D1+ D2(D2 D1)2） +24a=2× 350+（ 100+250 ） + (250100)2=1265.85mm24350由 1 表 7-3 选 V 带基准长度 Ld =1250mm, 则实际中心距为Ldl12501265.85） mm=342.08mmLd =1250mma= a0 +=（ 350+22a=342.08mm5.5 验算小带轮包角1180 - D

16、2D1× 57.3=180-14657.3a342.081 = 155.5 > 120=155.5>1205.6 确定 V 带根数合格查【 1】表 7-9K=0.95, 由表 7-3得， Kl=1.11，由表 7-10 得，p0 =0.17，由表 7-8，得 p0 =0.63z=pd=2.93=3.47( p0p0 )KKl(0.630.17) 0.951.11取整 z=4z=45.7 计算初拉力由【 1】表 7-11 查得 V 带单位长度质量m=0.1kg/m, 则单根 V 带张紧力F0 = 500pd （2.5 K）+2zv带Kmv=500×2.93（ 2.

17、50.95 ）+0.1× 7.452=103.97NF0 =103.97N47.450.955.8 计算作用在轴上的压力Q=2z F0 sin=2× 4× 103.7× sin 77.9=813.3NQ=813.3N25.9 带轮结构设计小带轮采用实心质，由【1】表 7-4， e=150.3， fmin =9，取 f=10. 在【 2】表 12-5 查得 D0 =28mm轮毂宽：L带轮 =（ 1.52.0）D0=4256mm，初选L带轮 =50mm轮缘宽： B带轮 =(z-1)*e+2f=65mm大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的

18、结构设计同步进行。6. 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.1 选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由【3】表8-17的齿面平均 HBW1=236,HBW2 =190HBW ， HBW- HBW2 =46HBW ，在 3050HBW 之间。选用 8 级精度6.2 初步计算传动的主要尺寸因为平均硬度小于 350HBW ，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触强度进行设计（外啮合） 。2kT1 u12ZEZH Z Zd13u Hd(1) 小齿轮传递的转矩为T1 =42190N*mm45 钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8 级精

19、度(2)初选 k ' =1.2，由 【3】表 8-18 得 d =1.1(3)由【 3】表 8-19 得弹性系数ZE =189.8(4)初选 =12o，由 【 3】图 9-2 查得 查得节点系数 ZH =1.72 。Z1 =23(5)齿轮的传动比为 u=3.3，初选Z1 =23 ，则 Z2 =u* Z1 =3.3*23=75.9 ，取整数Z2 =75.91176,则端面重合度为=1.88-3.2*()cos =1.66轴向重合度为Z1Z2=0.318*d * Z1 * tan =1.71(6) 由3 图 8-3查得 重合度系数 Z =0.775(7) 由3 图 11-2 查得 螺旋角系

20、数 Z =0.99(8) 许用接触应力可用下式计算 HZ N *H lim=SH计算H lim1 =2HBW+69=2*236+69=541MPaH lim2 =2HBW+69=2*190+69=449 MPa大小齿轮的应力循环次数为N1 =60*n1 *aLh =60*577023*2*8*365*8=1.618* 109hN2 =N1 =1.618*10 9=4.903*108 hu3.3由【3】图8-5 查得 寿命系数ZN1 =1.0， ZN 2 =1.05取安全系数SH =1.0则小齿轮的许用接触应力为 H1= ZN *H lim1=541 MPaSH大齿轮的许用接触应力为 H 2=Z

21、N*H lim2=471.45 MPaSH故 H min =472 MPa初算小齿轮的分度圆d1t 得2kT1 u1ZEZHZ Z2d1t3u Hd= 3 2 1.2 42190 (3.3 1) (189.8 2.46 0.775 0.99)21.13.3472H1 =541 MP H 2 =471.45 MPa H min =472 MPad1t41.03mm=41.03mm6.3 确定传动尺寸计算载荷系数查得使用系数K A =1.0v=d1t * n1 =41.03*577.23=1.24m/s60*100060*1000由 3 图 8-6查得齿间载荷分配系数K v =1.05由 3 图

22、8-7查得齿向载荷分配系数K=1.21由 3 表 8-22 查得 齿间载荷分配系数K =1.2载荷系数 k= K *K* Kv * K A =1.*1.05*1.21*1.2=1.52K=1.52对 d1t 进行修正，因k ' 与 k 有较大的差异，故需对由计算出的k ' 进行修正d1 = d1t * 3k=41.03* 3 1.52=44.39mmk '1.2确定模数d1*cos=1.89取整 mn =2mn =z1中心距a1 = z1z2=23 76=101.21mm 圆整 a1 =100mma1 =100mm2cos2 cos12螺旋角为 =arcos mn *(

23、 z1 z2 ) =8.1o2a1因 值与初选值相差较大，故对与 有关的参数进行修正，由【 3】图 9-2查得， ZH =2.48端面重合度系数=1.88-3.2,(11Z1)cos =1.68Z2轴向重合度为=0.318 d Z1 tan=1.37 o由【 3】图 8-3查得 重合度系数Z =0.774由【 3】图 11-2 查得 螺旋角系数 Z =0.9923 2kT1u1ZEZHZ Z2d1t 44.66mm*d1tu* Hd= 32*1.52*42190*(3.31)*(189.8*2.48*0.774*0.992)21.13.3472=44.66mm精确计算圆周速度为v= d1t *

24、 n1 =44.6*577.23=1.35m/s60*100060*1000由图 8-6查得 动载荷系数K v =1.09k= K * K* K v * K A =1.0*1.08*1.21*1.2=1.58d = d1t * 3k=* 3 1.58=45.24mm1k '1.2mnd1 *cos=1.95,取标准值 mn =2m =2=nz1d = mn * z1 =2*23mm=46.46mmd1 =46.46mm1coscos8.1d2mn * z1=2*76mm=116.68mmd2 =116.68mm=coscos8.1b=d * d1 =1.1*46.46=50.11mm

25、，取整 b2 =50mmb2 =50mmb1 = b2 +（ 510） mm取 b1 =60mmb1 =60mm6.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根的疲劳强度条件2* k * TF* YFYSYBYFb * mn * d1其中k=1.52 ， T1 =42190N ?mm， mn =2， d1 =46.46mm ，b= 50mm齿形系数YF 和应力修正系数YS ，当量齿数为Zv1z123=3=coscos12Zv2z276=3=coscos1233=23.70=78.32由 3图 8-8查得 YF =2.68， YS =2.25由 3图 8-9查得 YS=1.57， YS =1.7612由 3 图

26、 8-10 查得 重合度系数 Y =0.72由 3 图 11-3 查得 螺旋角系数Y =0.93许用弯曲应力YN *F lim FSF由 3 表 8-11 查得 弯曲疲劳极限应力为F lim1 =1.8HBS=425MPaF lim2 =1.8HBS=342 MPa由 3 图 8-11 查得寿命系数YN 1 = YN 2 =1由 3 表 8-20 查得 安全系数 SF =1.6 F1YN1 *F lim1=265.6MPaSF F 2YN2*F lim2 =213.8MPaSFF 12* k * T1 * YF 1YS1Y Yb * mn * d12*1.58*42190*2.68*1.57*

27、0.72*0.93=50*2*45.24=83.03 MPaF1< F1,则满足齿根弯曲疲劳强度YS2 YF 2F 2 =F1*YYS1 F183.03*2.25*1.76=2.68*1.57=78.14 MPaF 26.5 计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数mt =mn=2mt =2.02015cos=2.02015cos8.1ha =2ha*齿顶高ha =mn =1*2=2hf =2.5mmhf =（ ha *c*齿根高） mn =（ 1+0.25 ） *2=2.5mm全齿高h= ha + hf=2+2.5=4.5mmh=4.5mmc=0.5顶隙c= c* m =0.285*2=0.5nda1 =50.46齿顶圆直径 da1 = d12ha46.46 2*250.46da2d22ha153.532*2157.53da 2 =157.53齿根圆直径d f 1 =41.46d f 1d12hf(46.462*2.5) mm41.46mmd f