设计压力1600带式运输机传动装置

1、设计任务书一级圆柱齿轮减速器的设计1. 设计题目 用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器传动装置简图如右图所示。（电动机的位置自行确定）(1)带式运输机数据运输带工作拉力F=1600N，运输带工作速度V=1.8m/s, 运输带滚筒直径D=300mm .(2)工作条件两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为±5%。(3)使用期限 工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。(4)生产批量 小批量生产。2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定带传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿

2、轮，输出轴）；3)设计说明书一份。运输带工作拉力F/N1100115012001250130013501450150015001600运输带工作速度v/(m/s)1.61.61.71.51.551.61.551.651.71.8运输带滚筒直径D/mm250260270240250260250260280300 目录一 传动方案拟定.4二 电动机的选择.4三 计算总传动比及分配各级的传动比.5四 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.11七 键连接的选择及校核计算.22八 减速器箱体，箱盖及附件的设计计算.22九 润滑与密封.25十 设计小节.26十一 参考资料目

3、录.26 一、传动方案拟定第四组第十个数据：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为±5%。工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。（2） 原始数据：拉力F=1600N；带速V=1.8m/s；滚筒直径D=300mm。 运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒=0.96×0.992×

4、0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=1600×1.8/1000×0.86 =3.349KW（3）所需电动机功率： Pd=Pw/总=2.88/0.86=3.349 查机械零件设计手册得 Ped = 4 kw电动机选用 Y112M-4 满载转速：n满 = 1440 r/min3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/D=60×1000×1.8/×300=114.65r/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=144

5、0/114.65=12.562、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） i总=i齿×i 带i齿=i总/i带=12.56/3=4.187四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n1= n满/i带=1440/3=480(r/min)n2=n1/i齿=480/4.187=114.64(r/min)滚筒nw=n2=480/4.187=114.64(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） P1=Pd×带=3.349×0.96=3.215KW PII=PI×轴承×齿轮=3.215×0.99×0.97=3.087KW3、

6、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×3.349/1440=22.21 Nm TI=9.55p2/n1 =9550x3.215/480=63.97 Nm TII =9.55p2/n2=9550x3.087/114.64=257.16 Nm 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带截型由课本表8-7得：kA=1.2 P=3.349KWPC=KAP=1.2×3.349=4.0188KW据PC=4.0188KW和n1=480r/min由课本图8-11得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本表8-6,8-8取dd1=95mm

7、>dmin=75dd2=i带dd1(1-)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本表8-8，取dd2=280带速V：V=dd1n1/60×1000=×95×1440/60×1000 =7.16m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)/2+(280-95)2/4×500=1605.8mm根据课本表8-2选取相近的Ld=1600mm确定中心距aa。+

8、(Ld-Ld。)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm (4) 验算小带轮包角1=180°-57.30°×(dd2-dd1)/a=1800-57.3°×(280-95)/497=158.67°>90°（适用） （5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图8-4a得 P1=1.185KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表8-4b得 P1=0.17KW查表8-5，得K=0.94；查表8-2得 KL=0.99Z= PC/(P1+P1)KKL=4.0188/(1.185+0.

9、17) ×0.94×0.99=3.18 (取4根) (6) 计算轴上压力由课本表8-3查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x4.0188/4x7.16(2.5/0.94-1)+0.10x7.162 =121.56kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=2×4×121.56sin(158.67°/2)=955.68N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表10-1，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为

10、40Cr钢，调质，齿面硬度280HBS；大齿轮材料也为45钢，调质处理，硬度为240HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选7级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 (6712×kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=4.187取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 4.187×20=83.74取z2=84 由课本表10-7取d=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/480=6.2×104N*mm(4)载荷系数k : 取k=1.

11、2(5)许用接触应力HH= Hlim ZN/SHmin 由课本图10-21d查得：Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×480×10×300×18=1.38x109N2=N/i=1.36x109 /4.187=3.3×108查课本图10-19中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=500

12、x1.05/1=525Mpa故得：d1 (6712×kT1(u+1)/duH2)1/3=49.04mm 模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=dd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)许用弯曲应力bb根据课本：bb= bb

13、lim YN/SFmin由课本图10-20c得弯曲疲劳极限bblim应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa由课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为bb1=bblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpabb2= bblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< bb1bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa<

14、bb2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=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=n1d1/60×1000=3.14×480×50/60×1000=1.25m/s因为V6m/s，故取7级精度合适 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查表15-1可知： b=640Mpa,s=355Mpa,查表可知：b+1bb=210Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=55Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低

15、速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查表15-3可得，45钢取C=112 则d112×(3.087/114.64)1/3mm=33.57mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×3.087/114.67=198582 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、轴的结构设计 轴

16、结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查表可得联轴器的型号为LX3联轴器：35×82 GB5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d

17、1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. (4)选择轴承型号初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm. (5）确定轴各段直径和长度段：d1=35mm 长度取L1=5

18、0mmII段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.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+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已

19、知d1=195mm求转矩：已知T2=198.58N?m求圆周力：Ft根据课本得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N求径向力Fr根据课本得Fr=Ft?tan=2.03×tan200=0.741N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N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=0.37×96÷2=17.76N*m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96

20、7;2=48.48N*mMC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=51.632+(0.2×198.58)21/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。 主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用

21、应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查表可知： b=640Mpa,s=355Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=210Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=55Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查表可得，45钢取C=112 则d118×(2.64/473.33)1/3mm=21.11mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/480=532

22、65 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 径向力：Fr=Fttan200=2130×tan20°=775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位， 4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段

23、长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=50mm求转矩：已知T=53.26N*m求圆周力Ft：根据课本得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N求径向力Fr根据课本得Fr=Ft?tan=2.13×0.36379=0.76N两轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩

24、为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N*m弯矩图 (5)计算当量弯矩：根据课本得=0.4Mec=MC2+(T)21/2=55.832+(0.4×53.26)21/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300&#

25、215;16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查表15-2可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, 查表15-2可知极限转速9000r/min （1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) 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=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=

26、682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本表得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本表取f P=1.5根据课本式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624NP2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=1624N深沟球轴承=3根据手册得6209型的Cr=31500N由课本P264（14-5）式得LH=106

27、(ftCr/P)/60n=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h 预期寿命足够 二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查表可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, 查表15-2可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h （1）已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则

28、FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) 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=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本表得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本表）取f P=1.5根据课本得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.

29、5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=1693.5N深沟球轴承=3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本式得LH=106(ftCr/P)/60n=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h 预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为

30、：键10×40 GB1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N挤压强度： =56.93<125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度： =36.60<120MPa= 因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，

31、选通气器（一次过滤），采用M18×1.5油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×1.5根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8×20,材料Q235螺栓：GB578286 M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸： (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱

32、盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036×122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6) (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 (15) Df.d2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1C2（510）(18)