课程设计报告带式运输机传动装置设计

1、带式运输机传动装置的设计目录一、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6四、运动参数及动力参数计算6传动零件的设计计算1.V 带传动的设计72. 高速级齿轮传动的设计及校核103. 低速级齿轮传动的设计及校核14五、轴的设计计算16七、滚动轴承的校核计算25八键联结的选择及计算26.带式运输机传动装置设计 ( 第三组）（1）原始数据F=2300 N已知条件：输送带工作拉力 F=2300 NV=1.1m/sF 6.5KN输送带速度 V=1.1m/sD=300mm卷筒直径 D=300mm(2) 已知条件1） 工作条件：两班制工作（每班按8h 计算），连续单向运转，载荷平

2、稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35；滚筒效率0.96 。2） 使用折旧期： 8 年。3） 检修间隔期： 4 年一次大修， 两年一次中修， 半年一次小修。4） 动力来源：电力，三相电流，电压380/220V。5） 输送带速度容许误差：±5%6） 制造条件及批量：一般机械厂制造，小批量生产。.总体设计n w52.521r / min一传动方案的拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为若选用同步转速为1500r/min 或 1000r/min 的电动机，则可估算出传动装置的总传动比i 约为 30 或 20二电动机的选择1) 电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作Pw7.15K

3、W条件，选用 Y 系列三相异步电动机2) 电动机功率的选择：工作机所需要的有效功率为PwFv6500 1.110007.15KW1000.设 1, 2 , 3 , 4 , 5 分别为弹性联轴器 , 闭式齿轮传动（设齿轮精度为 8 级） , 滚动轴承 ,V 形带传动。滚筒的效率，0.8079由表2-2 差得 1=0.99 2=0.973=0.99 4=0.95 5=0.96则传 动装置的总 效 率为Pd 8.850KW2240.9920.9720.9940.950.960.807912345PdPw7.158.850KW0.8079电机所需功率为由第十六章表 16-1选取电动机的额定功率为 11

4、KW3) 电动机转速的选择：选择常用的同步转速为1500r/min 和 1000r/min 两种。4) 电动机型号的确定：根据电动机所需功率和同步转速，查第十六章表16-1可知，电动机型号为Y160M-4和 Y160L-6。相据电动机的满载转速 nm和滚筒转速 nw 可算出总传动比。现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中：方电 动 机额 定同 步满载转总传动轴 外轴 外案 型号功率转速速比伸 轴伸 长号/kwr/minr/min径/mm度/mm1Y160M-4111500146027.8042110电动机型号2Y160L-611100097018.4742110.由上表可知，方案1 中虽然

5、电动机转速高，价格低，但为 Y160L-6总传动比大。为了能合理分配传动比，使传动比装置结构紧凑决定选用方案2，即电动机型号为Y160L-6。查第十六章表 16-2 知，该电动机中心高H=160mm轴外伸轴径为 42mm，轴外伸长度为110mm减 速 器 的 总传动比为三. 传动比的分配根据表2-3 ，取带传动比为 i33 ，则减速机的总传动比i18.476.16为3双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i11.3i1.36.162.830i2i 2.177低速级的传动比为i1四. 传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴的转速计算：n1nm970r / minn2n1970i1342.76r /

6、min2.830n3n2342.76i 2157.45r / min2.177n4n3157.45r / min（2）各轴的输入功率计算i6.16i12.830i 22.177n1970r / minn2342.76r / minn3157.45r / minn4157.45r / minP18.762KWP28.414KWP38.080KWP47.919KW.P1Pd18.850 0.99 KW8.762KWP2P1238.7620.970.99KW8.414KWP3P2238.4140.970.99KW8.080KW86.265N mP4P38.0800.990.99KWT1317.919

7、KW234.431NmT2（2）各轴的输入转矩计算T3490.086NmT19550P95508.76286.265N mT4480.320 Nm1n1970T29550P295508.414234.431Nmn2342.76T39550 P395508.080490.086Nmn3157.45T49550P495507.919480.320Nmn4157.45各轴的运动及动力参数轴转速功率 P/ KW转矩传动比 i号n /(r / min)T /(N m)19708.76286.2652342.768.414234.4313157.458.080490.086Pca 13.2KW4157.4

8、57.917480.320五传动零件的设计计算1. 选 V 带确定计算功率 ca由表 8-7查得工作情况系数KA1.2,故Pca K A P 1.211KW 13.2KW选择 V 带的带型.根据 ca?n1 由图 8-11 选用 B 型确定带轮的基准直径dd 并验算带速 v1 ) 初选小带轮的基准值径dd1 由表 8-6 和表 8-8 ，取小带轮的基准直径dd1140mm2 ) 验算带速 vvdd1n1140 9701000607.11m / s601000因为 5 m/s v25 m/s, 故带速合适。3计算大带轮的基准直径dd 2dd 2id d 16.16140mm862mm根据表 8-

9、8 ，为 dd 2 =900验算 i 误差：9006.43i1406.436.16100%4.4%小于5%6.16Ld 0 4730mm确定 V 带的中心距 和基准长度 Ld1 初定中心距0.7（ dd1dd 2） a02( dd1dd 2 )728mm a02080mma01500mm2 计算带所需的基准长度Ld 0 2a0(dd1dd 2 )(dd 2dd1 )24a0221500(900140)2(140 900)1500mm244730mm.由表 8-2 选带的基准长度Ld=4500mm3 计算实际中心距 a a0LdLd 01500 4500 4730 1385mm22中心距的变化范

10、围为728-2080mm验算小带轮上的包角157.31180(d d 2dd1 )180 (900 140) 57.31385149120计算带的根数ZZ=61 计算单根 V 带的额定功率 r由 dd1 =140mm和 n1 =970 r/min , 查表 8-4a 得 P02.111KW根 据 n1970r/ mini 6.16 和 B型带查表8-4b 得p0 0.31KW查表 8-5得 K0.902 , 查表 8-2 得L=1.15 ，于是Pr(P 0P0) K KL(2.1110.31)0.9021.15KW2.51KW2计算 V 带根数 ZZPca13.25.26Pr2.51取 6 根

11、计算单根 V 带的初拉力的最小值 ( F0 )min由表 8-3 得 B 型带的单位长度质量q0.18kg / m所以F0 l min283 N.( F0 ) min500 ( 2.5K )Pcaqv2KZv500 (2.5 0.902) 13.2 0.18 7.1120.902 6 7.11283NF06.5KN( F0 ) minF p min3272 N计算压轴力 Fp压轴力的最小值为 :1(Fp ) min2Z ( F0 )min sin1492 6283 sin3272N22. 高速级齿轮传动设计已知输入功率 P1=8.672KW，小齿轮的转速 n1=970r/min ，齿数比 u1

12、=2.829. 由电动机驱动， 寿命为 8 年（设每年年工作 300 天），2 班制则（ 1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a. 按图 10-23 所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（ GB10095-88）c. 材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBSa. 选小齿轮齿数Z =24，则大齿轮齿数Z =2.829 ×1224=67.896 取 Z2=68T186265N mm.（2）按齿面接触强度设计a. 试

13、选载荷系数 Kt =1.3b. 计算小齿轮传递的扭矩T 1=95.5 × 105P1 /n 1=95.5 ×105× 8.762/970=86265 ×105Nmmc. 由表 10-7 选取齿轮宽系数?d=11d. 由表 10-6 查得材料弹性系数ZE=189.8 MPa 2e. 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 =600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度疲劳极限Hlim2 =550Mpaf. 计算应力循环次数N 1=60n1jL h=60×970×(2 ×8×300×8)

14、 ×1=2.235 ×109N 2=2.235 ×109/2.829=7.9 ×108g. 由图 10-19 取接触疲劳寿命KHN1=0.9 ；KHN2=0.92h. 计算接触疲劳许用应力（取失效概率为1%，安全系数S=1）H 1= KHN1×Hlim1 /S=0.9 ×600/1=540MpaH 2= KHN2×Hlim2 /S=0.92 ×550/1=506Mpa计算：a. 小齿轮分度圆直径d1t , 代入 H 3 中较小的值264.365mmd1t2.323 KtT1 u1Z Ed1tduH.1.386265

15、 105 12.829189.822.323=64.365mm12.829506b. 计算圆周速度 vv=d1t n1=64.365 970 =3.27m/s601000601000c. 计算齿宽 bb=d × d 1t =1 ×64.365=64.365d. 计算齿宽和齿高之比 bh模数 m t = d1t = 64.365 =2.682mmZ124齿高 h=2.25 mt =2.25 ×2.682=6.03mmb = 64.365 =10.67h 6.03e. 计算载荷系数根据 v=3.27m/s,7级精度，由图10-8 查得动载系数Kv=1.14直齿轮 K

16、H = K F =1 查 10-4 表，当小齿轮相对支承非对称位置时 K H =1.422由 b =10.67K H=1.422查图 10-13 得 K F =1.4 ，故载h荷系数K=KAKV K HK H =1×1.14 ×1×1.422=1.621f. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得d 1=d1t 3K=64.365 3 1.621 =69.278K t1.3.g. 计算模数 mm= d1 = 69.278 =2.89mmZ124(3) 按齿根弯曲强度设计1）确定各公示内的计算数值a. 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE 1 =

17、500Mpa大齿轮的弯曲极限FE 2 =380Mpab. 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.88K FN 2 =0.9c. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则F1=KFN1FE 1SF2=KFN2FE 2S= 0.88 500 =314.286K1.5961 .4= 0.9 380 =244.2861.4e. 计算负载系数 KK=KAKVKF KF=1×1.14 ×1×1.4=1.596f. 查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1=2.65 Y Fa2=2.248g. 查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1=1

18、.58 Y Sa2=1.746h. 计算大小齿轮的 YFaYSa 并加以比较FYSa1YFa 1= 2.65 1.58 =0.01332F 1314.286.YSa2YFa 2= 2.248 1.746 =0.01607F 2244.286由此可见，大齿轮数值大2）设计计算m 32KT1YFa YSa = 3 21.596 8.62651050.01607 =1.97dZ12F1 242圆整后得 m=2按接触强度算得分度圆直径d1 =74.7211d1=69.27835所以，Z=m2Z2=2.829 ×3599.05 取 Z =1002（ 4）几何尺寸计算 a. 计算分度圆直径d 1

19、=Z1m=35×2=70mmd2=Z2m=100×2=200mmb. 计算中心距a=d1 d270 2002135mm2c. 计算齿轮宽度b=dd 1 =1×70=70mm取 B2=70mm, B1=75mm3、低速级齿轮传动设计（原理同高速级齿轮传动设计方案，求得以下数据）M=2mmZ135Z2100.1. 材料：小齿轮40Cr 280HBS大齿轮 45 钢（调质）240HBS2. 选 Z1 =24 Z 2 =24× 2.176=52.224取 Z 2 =53 K t =1.31d 1 Z E=189.8MPa23.T =95.5105 P3=4900

20、86N.mm3n34. 查得H lim 1=600Mpa H lim 2=550Mpa5.N160n3 jL n =60× 15745×1× (2 × 8×300× 8)=3.628×1088N 2N13.628101.667108u2.176由图取 K HN1=0.92K HN 2 =0.956.H1K HN1lim 1552MPaH2KHN2lim 2552.5MPaSS7.d 3t =115.285mmv0.95m/ sb 115.285mm8. mt4.804h10.808b10.667h9.Kv 1.05K HK

21、F1K A 1K H1.435K F1.35所以， K1.50710.d 3=121.105mmm=5.046mmd170mmd2200mmA=135mmb 70mm B1 75mm B2 70mm11. 查 得FE 1500MPaK FN10.9FE 2 380MPaK FN10.88K 1.4175所以，F 1MPaF 2 244.286MPa314.286.12. KK A K v K FK F1.417513. 查得YFa12.65YFa 22.248YSa11.58YSa21.746YFa1 YSa10.01332YFa2YSa20.01607F 1F 2所以，大齿轮的数值大14.1

22、5.m2.720圆整 m =3Z1d331Z 2242.17653md1Z1 m 31 3 93mmd 2Z 2 m68 3 204mmad1d2148.5mmbdd193mm2所以， B2=95mm B1=100mm六轴的设计计算1）输入轴的设计a. 初算轴径选用 45钢（调质） 硬度 217255HBS，查课本 P235（10-2 ）得 C=115m 3mm3P138.7615mmd c115n197023.95考虑有一键槽，直径增大5%d=23.95(1+5%)=25.15mm所以，初选 d=27mmb. 轴结构设计.1. 轴上零件的定位固定和装配齿轮相对轴承非对称分布，右面由轴肩固定，

23、左面由套筒固定，连接以平键作过渡配合固定两轴承分别以轴肩和筒定位，则采用过渡配合固定2. 确定各段直径和长度段： d1=27mm 长度取 L1=50mm因为， h=2c c=1.5mm段： d2=d1 +2h=27+2×3=33mmL2=20( 套筒 )+55（联轴箱与外壁距）=75mm段： d3=38mm初选用 7208c 型角接触球轴承，内径为40mm, 宽度为 18mm, D=80mm, L3=18mm所以，取 d 340 mmL318mm段： d4d32h 38644mmL4217.5mmZ131Z268d193mmd2204mma 148.5mmb 93mmB1100mmB

24、295mmd127mmL150mmd233mmL275mmd340mmL318mmd444mmL4217.5mmd540mmL518mm.段：取 d5 =40mmL5=18mm则轴承跨距 L=235.5mm3. 按弯矩复合强度设计计算Ft246.4714N已知 d1=70mm T1=86265N.mmFr897.083N2T1286265N圆周力： Ft2464.714d170LA64mmrtL214mm径向力： F =F tan =2464.714×tan20 °=897.083NBLC134mm由上可知： LA=64mmL B=214mmLC=134mm1) 绘制轴受力

25、简图（ a）2) 绘制垂直弯矩图（ b）轴承受反力F Ay=690.388NFBy=206.695N.FAz=1897.289NFBz=567.416N截面 C在垂直面弯矩c1= FAy LA =690.388×64=44.18 N m3) 绘制水平面弯矩图（ c）截面 C在水平面弯矩为M C129.22N mc2= FAy LA =1897.289×64=121.43 N mT86.265N m4) 绘制合弯矩图 (d)c=Mc12Mc22 = 121.43244.182 =129.22 N m5) 绘制扭矩图（ e）=9.55 ×( /n ) ×10

26、6 =1=86.265N m6）绘制当量弯矩（ f ）取=1则11M ec = M 02 +(T)22=129.222 +244.03 2 2=276.13N m7）校核危险截面M 02( T)229.22286.2652e =W0.144318.24 r 该轴强度足够（2）输出轴的设计计算a 按扭矩初算轴径先用 45 钢（调质）硬度217255 HBS，由 P235表 10-2 取 C=115.d C 3 P / nIII11538.08/157.572 42.72mmIII考虑到有键槽增大5%d42.72(15%)44.86mmTca735.129N mb 联轴器型号的选取查表 14-1

27、，取 Ka1.5TcaK aT31.5490.086735.129 N m按计算转矩 Tca 小于联轴器的公称转矩的条件，查表 8-2 选用 YL11型凸缘联轴器其公称转矩为 1000 N m ，半联轴器孔径为50mm ，故选 d150mmC 轴的结构设计1 轴的零件定位，固定和装配齿轮相对轴承菲对称布置，左面用套筒定位，右端用轴肩定位，周向定位采用键和过度配合，两轴承分别从轴肩和套筒定位，周向永过度或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面，齿轮套筒右轴承和皮带轮从右装入，低速级小齿轮与输出轴设计成齿轮轴2确定轴的各段直径和长度.d150mmL184mmd256mmL275mmd365mm段： d1

28、'50mm长度取 L1'84 mmL323mmd468mm段： d'2'd1'2h50 221.5 56mmL490mmL2205575mmd572mm段： d3'd2'2h62mmL510mm初选用 7213c型角接触球轴承，内径为65 mm , 宽度 d668mm23mm ， D120mmL3'23mmL695mmd765mm所以， d365mmL323mmL743mm段： d468mmL490mm段：段：段：d572mmL510mmd668mmL695mmd765mmL743mmFt5041.50N3按弯扭复合强度计算Fr

29、1835.00N已知d1 93mmT1 T2 234431N mm圆周力径向力Ft2T12234431d15041.5N93Fr Ft tan 201835.00由圆可知LA159mmLB79mmLC 11.5mm求支反力.FAy608.76NFBy1225.24NFAz1673.44NFBz3368.06N截面 C在垂直面弯矩M CFAyLA96.739 N m截面 C在垂直水平面弯矩M C2FAz LA266.076Nm22M CM C1M C 2283.135N m扭矩9550P2T2234.431N mTn2(5) 校核危险截面强度M c2t 2e11.69MPa1w故，该轴强度足够该

30、轴弯矩图及扭矩图如下图M C283.135 N mT234.431N me11.68MPa1 .8中间轴的设计计算a. 初算轴径1. 选用 45 钢（调质），硬度 217-255HBS，查课本 P235表 10-2 得 ，C=115dc 3pII / nII =1153 8.414 / 234.431 37.93mm2. 选轴承：初选用 7208c 型角接触球轴承，其内径为40mm,宽 18mm,D=80mmb. 轴的结构设计.d140 mm段：由轴承可知 d140mmL138mmL138mmd246mm段 d240 2 ×21.546mmL 270mm B2L270mm段 d350

31、mm L3125mmd350mm段（齿轮轴） d 440mmL418mmL3125mmd440mm则轴承跨距 L 64 92.5 76.5233mmL418mmc. 轴上零件的定位。固定和装配：齿轮相对轴承非对称分布，左面有套筒定位。右面有套筒定位，高速小齿轮于轴设计成齿轮轴。轴承由轴肩及套筒固定。按弯矩复合强度设计计算.七滚动轴承的选择及校核计算轴：7208c轴：7208c预计寿命： 8轴： 7213c 预计寿命： 8×2×365×8=46720 小时×2×365×计算输入轴承8=46720ha. 轴 承 所 受 径 向 力 Fr=

32、897.083N轴 向 力 Fa=0Fa/Fr=0 由表 12-6, 得， X=1 Y=0X=1 Y=0b. 计算 当量动 载荷 P=fp(xFr+YFa)fp 取 1.1则P1.1(1897.0830)986.791NP=986.791N.c. 验算寿命LH 890571 .95hLh106(Cr )106( 36800 )3 h 890571.95h 46720h60n1p60 970986.791所选轴承 7208c 满足要求（2）计算输出轴承（）X 1 Y 0a. 轴承所受径向力：Fr=2912.3NFa=0Fa/Fr=0X=1Y=0P3203.53Nb. 计算当量动载荷：P=fp(x

33、Fr+YFa)P=1.1× (1× 2912.3+0)+3203.53Nc. 验算寿命Lh 1094929 hLh106( Cr )106( 69.8 103)31094929h 46720h60n3p60 157.453203.53所选偶成 7213c 满足要求八键连接的选择及校核计算1. 联轴器与输入轴系采用平键连接C键 8X7P48.05MPa轴径 d127mmL150mm查手册 p51，选用 c 型键得键 c8×7l L13b4538 3322键长 L=37mmT186.2565Nmn 7mmp4T1 /(dhl ) 48.05Mpa p 110MPa2. 输出轴与齿轮连接用平键轴径 d 68mm L 95mmA 键 20X12.查手册 P51 选用 A 型平键键 A20×12键长 90mmP 32.03MPaT490.086Nmh 12mmp4T / dhl 4