带式运输机传动装置的设计图纸加扣287075101

1、机械设计课程设计说明书 课题名称 带式运输机传动装置的设计 学 院 机电工程学院 专 业 机械工程及自动化 班 级 130909 姓 名 陈运龙 学 号 13090902 指导老师 史天录 教授 2014年3月10号五邑大学 目 录1. 设计任务-32. 传动方案的拟定-33. 电动机的选择-44. 传动比分配-55. 传动系统的动力和运动参数计算-56. 普通V带传动设计计算-67. 斜齿圆柱齿轮传动设计计算-78. 低速轴系结构设计和校核-99. 高速轴的结构设计-1210. 低速轴轴承的选择和校核-1311. 低速轴键的选择及校核-1412. 联轴器的选择-1413. 润滑密封的设计-1

2、414. 设计小结-1515. 参考资料-15计算及说明主要结果 1.设计任务 （1）设计任务：带式运输机传动装置，采用一级斜齿圆柱齿轮减速器设计。 （2）原始数据：运输带工作拉力F=2200N；运输带工作速度v=1.1m/s；运输带卷筒直径D=240mm；减速器设计寿命为8年。 （3）已知条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；检修间隔：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度允许误差：±5%；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2. 传动方案的拟定 带式运输机采用一级斜齿圆

3、柱齿轮减速器设计，其传动系统方案简图如下图a所示。 2345 1 1.电动机 2.带轮6 3.一级斜齿圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.滚筒 6.输送带带式运输机由电动机驱动。电动机1通过带轮2减速后将动力传入一级斜齿圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至运输机滚筒5，带动输送带6工作。传动方案采用两级减速传动：第一级为带传动，第二级为单级圆柱齿轮减速器传动。带传动采用V带传动，由于V带传动承载能力大，且有过载打滑保护特点，因此将V带传动放第一级保护电机。由于运输机在室内使用，考虑工作背景和安全问题，减速箱采用封闭式。 计算及说明主要结果3.电动机的选择 （1）确定工作机（卷筒）所需功率P

4、W。PW=F/1000=2200X1.1/1000kW=2.42kW （2）确定传动总效率。查表1-5得：一对滚动轴承效率1=0.99；V带传动效率2=0.96；8级精度齿轮传动效率3=0.97；弹性联轴器效率4=0.99；卷筒效率5=0.96。故传动装置总效率为： =2345=0.99385.87% （3）选择电动机功率Ped。电机类型：推荐Y系列380V，笼型三相异步电动机。工作机所需电动机输出功率Pd计算如下：Pd=PW/=2.42/0.8587kW2.82kW因为PedPd，查表12-1取电动机额定功率Ped=3kW对于Ped=3kW的电动机型号如下表所示：型号Y100L-2Y100L

5、2-4Y132S-6Y132M-8同步转速3000r/min1500r/min1000r/min750r/min满载转速2870r/min1430r/min960r/min710r/min堵转转矩2.2Nm2.2Nm2.0Nm2.0Nm额定转矩最大转矩2.3Nm2.3Nm2.2Nm2.0Nm额定转矩 （4）确定电动机转速nd已知运输带速度v=1.1m/s，可以求得卷筒转速nwnw=v*60*1000/(*D)=1.1X60X1000/3.14X240=87.58r/min查表14-2可知V带传动传动比常用值i1=24圆柱齿轮传动传动比常用值i2=35因此装置总传动比合理范围是ia=i1*i2=

6、620所以带式运输机传动装置电动机转速合理范围为nd=ia*nw=（620)X88=5281760r/min 在该范围内电动机转速有750r/min，1000r/min，1500r/min 其主要数据及计算的总传动比如下表所示：PW=2.42kW=85.87%Pd=2.82kWnw=87.58r/min计算及说明主要结果方案电动机型号额定功率Ped电动机转速总传动比ia同步转速满载转速1Y100L2-43kW1500r/min1430r/min162Y132S-63kW1000r/min960r/min113Y132M-83kW750r/min710r/min8 通过比较得知：方案2选用的电动

7、机转速较高，总传动比适中，价格适中，故选方案2较合理。所选用的Y132S-6型三相异步电动机额定功率Ped=3kW大于工作机所需要的电动机输出功率Pd=2.82kW，满载转速nm=960r/min，其主要性能数据如下：电动机额定功率Ped=3kW；电动机满载转速nm=960r/min；电动机的中心高H=132mm；轴伸出直径D=38mm；轴伸出长度E=80mm。4.传动比分配 （1）带式运输机传动装置的总传动比为ia=nm/nw=960/87.58=10.96 （2）分配V带轮传动比i1 与齿轮减速器传动比i2由于ia=i1*i2，取V带传动比i1=2.5，则i2=4.385 5.传动系统的动

8、力和运动参数计算传动系统各轴转速、功率和转矩计算如下： 2 0 1 3 带式运输机传动系统各轴代号 0轴：n0=nm=960r/minP0=Pd=2.82kWT0=9550Pd/nm=9550X2.82/960=28.05NmY132S-6Ped=3kWnm=960r/minia=10.96i1=2.5i2=4.385n0=960r/minP0=2.82kWT0=28.05Nm计算及说明主要结果1轴：n1=n0/i1=960/2.5=384r/minP1=P0*2=2.82X0.96=2.71kWT1=T0*i1*2=28.05X2.5X0.96=67.32Nm2轴：n2=nw=n1/i2=3

9、84/4.385=87.58r/minP2=P1*1*3=2.71X0.99X0.97=2.6kWT2=T1*i2*1*3=67.32X4,.385X0.99X0.97=283.48Nm3轴：n3=n2=nw=87.58r/minP3=P2*1*4=2.6X0.99X0.99=2.55kWT3=T2*1*4=283.48X0.99X0.99=277.84Nm 将计算结果汇总，如下表所示：轴代号转速r/min功率kW转矩Nm09602.8228.0513842.7167.32287.582.6283.48387.582.55277.846. 普通V带传动设计计算 其设计步骤、计算说明及结果如下表

10、所示：步骤计算及说明1.计算功率Pc查表得工作情况系数KA=1.2则Pc=KA*Pd=1.2X2.82=3.38kW2.选择带型由Pc=3.38kW和n0=960r/min查表，选A型V带3.确定带轮基准直径dd1 dd2查表，取dd1=100mm，=0.02则dd2=i1*dd1(1-)=245mm查表取标准值dd2=250mm4.验算带速vv=*dd1*n0/60*1000=5.024m/s则5m/sv25m/s，符合要求5.计算带长Ld0.7*(100+250)a02*(100+250)初定中心距，取a0=500mmLd0=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0得L

11、d0=1560.75mm查表取标准值Ld=1600mm6.确定中心距aa=a0+(Ld-Ld0)/2=519.6mmamin=a-0.015Ld=495.6mmamax=a+0.03Ld=567.6mmn1=384r/minP1=2.71kWT1=67.32Nmn2=87.58r/minP2=2.6kWT2=283.48Nmn3=87.58r/minP3=2.55kWT3=277.84NmKA=1.2Pc=3.38kWA型dd1=100mmdd2=250mmv=5.024m/sLd=1600mma=519.6mm计算及说明主要结果步骤计算及说明7.验算小带轮包角11=1800-57.30(dd

12、2-dd1)/a=163.501=163.501200符合要求8.确定带的根数z由dd1和n0查表单根V带额定功率P1=0.95kW由i1和n0查表单根V带额定功率增量P1=0.11kW查表得包角修正系数Ka=0.96查表得带长修正系数KL=0.99则z=Pc/(P1+P1)Ka*KL=3.35取49.单根V带初张紧力F0F0=500(2.5/Ka-1)Pc/zv+mv2查表V带单位长度质量m=0.1kg/m则F0=137.26N10.作用在轴上的力F1F1=2*z*F0*sin(1/2)=1086.72N7.斜齿圆柱齿轮传动设计计算步骤计算及说明1.选择齿轮材料和精度小齿轮：选用45钢，调质

13、处理，硬度260HBS大齿轮：选用45钢，调质处理，硬度230HBS由普通减速器，查表选用8级精度2.按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d1查表取载荷系数K=1.3查表取弹性系数ZE=189.8查表取节点区域系数ZH=2.46初选螺旋角=120查表取螺旋角系数Z=0.99查表取宽度系数d=1T1=9.55*106*2.82/384=7.013*104Nmmu=i1=4.385小齿齿数取z1=23大齿齿数z2=i2*z1=100.855取z2=101i=z2/z1=4.39 |i/i1|5%1=163.50z=4F0=137.26NF1=1086.72N材料：45精度：8级K=1.3T1=7

14、.013*104d=1ZE=189.8ZH=2.46Z=0.99u=4.385z1=23z2=101计算及说明主要结果步骤计算及说明2.按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d1接触疲劳需用应力HP公式：HP=ZN*Hlim/SHmin查表得接触疲劳极限应力HlimHlim1=600MPa，Hlim2=560MPa接触疲劳强度的最小安全系数SHmin要求具有一般的可靠性SHmin=1.0齿面接触应力循环次数N=60njthN1=60*384*1*360*16=1.327X108N2=N1/i=1.327X108/4.385=3.026X107查表接触疲劳寿命系数ZN得ZN1=1.14 ZN2=

15、1.23HP1=ZN1*Hlim1/SHmin=684MPa HP2=ZN2*Hlim2/SHmin=688.8MPa取小值则HP=684MPa 将以上各数值代入公式得d1=46.76mm3.主要参数选择和几何尺寸计算1.法面模数mnmn=d1*cos/z1=1.988mm取2mm2. 中心距aa=mn(z1+z2)/2cos=126.77mm3. 分度圆直径dd1=z1*mn/cos=47.03mmd2=z2*mn/cos=206.5mm4. 齿轮宽度bb=d*d1=47.03mm取b2=47mm b1=b2+8=55mm4.齿根弯曲疲劳强度校核计算1.齿形系数YF按当量齿数zv查表取YF1

16、=2.71，YF2=2.20SHmin=1.0HP=684MPad1=46.76mmmn=2mma=126.77mmd1=47.03mmd2=206.5mmb1=55mmb2=47mmYF1=2.71YF2=2.20计算及说明主要结果步骤计算及说明4.齿根弯曲疲劳强度校核计算2.螺旋角系数Y纵向重合度=bsin/mn=1.555按=1.55查表得Y=0.903. 弯曲疲劳许用应力FPFP=YNFlim/SFmim弯曲疲劳极限应力Flim查表得Flim1=230MPa Flim2=210MPa弯曲疲劳寿命系数YN因为N1和N23X106查表得YN1=1 YN2=1弯曲疲劳最小安全系数SFmim具

17、有一般可靠性查表得SFmim=1.3代入公式计算得FP1=YN1Flim1/SFmim=176.92MPaFP2=YN2Flim2/SFmim=161.54MPa4. 校核齿根弯曲疲劳强度代入得F1= 101.18MPa FP1 F2=82.14MPaFP2满足抗弯强度条件，故设计可行5.齿轮圆周速度v=*d1*n0/60X1000=2.36m/s因v不高，故取8级精度合适8.低速轴系结构设计和校核 （1）确定轴的材料、处理方法、需用应力选用45钢，正火处理，查表得抗拉强度b和许用弯曲应力-1bb=600MPa -1b=55MPa （2）估算最小直径查表6.2取A=110，算得d34.06mm

18、考虑轴外伸端和联轴器用一个键连接，故将轴径放大5% 取d=35mm合适；由公称转矩KAT2=1.5×283.48=425Nm选联轴器型号：LX2联轴器 Y35×82 GB/T 5014-2003Y=0.90FP1=176.92MPaFP2=161.54MPab=600MPa-1b=55MPa LX2联轴器 Y35×82计算及说明主要结果 （3）轴的结构设计 1.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，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以套筒定位，则采用过渡配合固定 2.确定各段直径和长度 1段： 联轴器d=35mm，

19、L=82mm，则d1=35mm，L1=78mm2段： d2=d1+2h，h=2c，c=1.25mm，则d2=55mm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，为此该段取L2=42mm3段：初选6009型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为16mm取套筒长为20mm安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，因此 d3=45mm L3=16+20+2=38mm4段： d4=50mm L4=b2-2=47-2=45mm5. 段： d5=60mm L5=8mm6.段：选6009型深沟球轴承，选套筒长为12mmd6=45mm L6=16+12=28mm由上述轴各段长度算得轴总

20、长L总=252mm轴承支承跨距L承=103mm1套筒20mm2套筒12mm6009型深沟球轴承d1=35mmL1=78mmd2=40mmL2=55mmd3=45mmL3=38mmd4=50mmL4=45mmd5=60mmL5=8mmd6=45mmL6=28mmL总=252mmL承=103mm计算及说明主要结果 （4）低速轴的校核按弯矩复合强度计算 1.求圆周力FtFt=2T2/d2 转矩T2=283480Nmm 分度圆直径d2=206.5mm得Ft=2745.57N 2.求径向力FrFr=Ft*tan=2745.57×tan200=999.3N 3.求弯矩MC因该轴两轴承对称，所以L

21、A=LB=L承/2=51.5mm绘制轴受力简图轴承支反力FAz=FBz=Fr/2=499.65N轴承支反力FAy=FBy=Ft/2=1372.79N截面C在垂直面弯矩MC1=FAz*L承/2=25.73Nm截面C在水平面弯矩MC2=FAy*L承/2=70.7Nm合弯矩=75.24Nm绘制合弯矩图 4.绘制扭矩图 截面C至轴右端的扭矩大小等于T2=283.48NmFt=2745.57NFr=999.3NMC=75.24NmT2=283.48Nm计算及说明主要结果 5.绘制当量弯矩图 扭矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=0.59，截面C处的当量弯矩公式：=+(T)=183.4Nm绘制当量弯矩图 6

22、.校核危险截面C的 由以上求得数据代入公式： 因此该轴强度足够9.高速轴的结构设计（1）按扭矩初算轴径 选用45钢调质处理，硬度217255HBS 查表取A=110，算得d21.1mm考虑有键槽，将直径增大5%，则取d=24mmMec=183.4Nme=16.58MPa计算及说明主要结果 （2）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，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以套筒定位，则采用过渡配合固定。 2.确定轴各段直径和长度 1段： 直接连接V带轮。d1=24mm L1=63mm 2段： d2=d1+

23、2h，h=2c，c=1.5，则d2=24+2×3=30mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑V带轮和箱体外壁应有一定矩离而定，为此该段取L2=55mm 3段：初选6007型深沟球轴承，其内径为35mm，宽度为14mm取套筒长为16mm，因此d3=35mm L3=14+16=30mm 4段：此段为齿轮轴部分，且齿轮轴在中间；左面的套筒的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，因此将4段直径取d4=42mm L4=59mm 5段： 由于小齿轮分度圆直径较小，将齿轮与轴做成一体 d5=47.03 L5=55mm 6段： d6=35mm L6=16+14=30mm10. 低速轴轴承的选择和

24、校核 6009型轴承,计算轴承寿命Lh 算得额定寿命 查表得6009型轴承基本额定动载荷Cr=21000N，C0r=14800N圆周力Ft=2T2/d2=2745.57N径向力Fr=Ft*tan/cos=1021.68N轴向力Fa=Ft*tan=583.59N轴承当量动载荷P=fp(X*Fr+Y*Fa)由Fa/C0r=0.04 Fa/Fr=0.57查表得X=0.56 Y=1.99 fp=1.01.2，取1.0代入公式，得P=1733.48N查表得=3，ft=1,代入以下公式得6007型深沟球轴承套筒长16mmd1=24mmL1=63mmd2=30mmL2=55mmd3=35mmL3=30mmd

25、4=42mmL4=59mm分度圆d5=47.03L5=55mmd6=35mmL6=30mm6009型轴承Cr=21000NC0r=14800NP=1733.48NLh=46080h计算及说明主要结果故轴承符合设计要求11.低速轴键的选择及校核 （1）选用A型普通平键 根据安装齿轮处轴径d4=50mm轴长L4=45mm，选取键尺寸 b1=14mm h1=9mm L1=40mm 根据安装联轴器处轴径d1=35mm轴长L1=78mm.选取键尺寸 b2=10mm h2=8mm L2=63mm （2）校核键的强度查表得键的挤压许用强度p=100120Mpal1=L1-b1=26mm k1=h1/2=4.5mml2=L2-b2=53mm k1=h2/2=4mm 则 1=2T2/d4k1l1=96.9Mpa<p2=2T2/d4k1l1=76.4Mpa<p 故键的挤压强度满足设计要求。12. 联轴器的选择 选联轴器型号：LX2联轴器 Y35×82 GB/T 5014-2003其公称转矩T=560Nm，许用转速n=6300r/min因n2=87.58r/minn T2=283.48NmT故型号符合要求13. 润滑密封的设计 （1）轴承及齿轮的润滑 根据齿轮减速器的圆周速度，采用飞溅润滑，根据工作环境及强度，查表选用