带式运输机传动装置

设计题目:带式运输机传动装置原始数据：运输带拽引力F=360ON运输带速度v=0.85滚筒直径D=400mm使用年限5年，双班制29200h速度允许误差±5%一确定传动方案根据工作要求，可拟定几种传动方案，如图所示。(b)5图所示为电机直接与圆锥齿轮-——圆柱齿轮减速器相联结，结构紧凑，但是减速器的传动比和结构尺寸较大。图所示为第一级用带传动，后接圆锥齿轮-——圆柱齿轮减速器。带传动能够缓冲，吸震，过载时起安全保护的作用，且可以减小减速箱的尺寸。综合考虑本题，工作环境一般有轻微震动，可选方案(b)传动方案的拟定传动方案如下:1-电机联轴器减速器鼓轮传动带二选择电动机传动装置总效率耳=耳耳3耳耳耳耳=0.96x0.993x0.96x0.97x0.96x0.99=0.82412 3456n=0.96带传动效率1n=0.99滚动轴承效率2n=0.96圆锥齿轮传动效率3n=0.97圆柱齿轮传动效率4n=0.99联轴器的传动效率5n=0.96卷筒的传动效率6工作机输入功率:p=fv=3600x0.85=3.06kww电动机所需要功率：p=-Pwkw=3.06kw=3.714d耳0.824a确定电动机的型号：运输带鼓轮的工作转速为：60x1000xv .耳= =40.58r/ming 兀D按课程设计指导书p_表2-1查得圆锥-圆柱齿轮的传动比一般范围为:i=10〜25,故电动机转速：an=i-n=(10~25)x40.58r/min=405.8~1014r/minaa根据功率p>p,且转速满足：405.8<n<1014r/mined d d选电动机型号为：Y132M2-6参数：额定功率为：P=5.5kw电动机满载转速n=960r/minm电动机轴伸出直径D=38mm,电动机收伸出长度L=80mm三运动学和动力学计算：1总传动比及其分配总传动比i=n/n=960/40.58=23.66a mg2分配减速器的各级传动比直齿轮-圆柱斜齿轮传动比:带传动比：i=2.51锥齿轮传动比：i=2.82圆柱斜齿轮传动比：i=3.383

计算减速器各轴转速：n=n=960/2.5=384.0r/minImn=n/2.8=384/2.8=137.14r/minin=n/3.8=137.14/3.8=40.57r/miniin =n=40.57r/min卷轴器iii减速器各轴功率计算：p=p耳耳=3.714x0.96x0.99=3.53kwId12p=p耳耳=3.53x0.99x0.96=3.39kwIi Ii23p=p耳耳=3.39x0.99x0.97=3.26kwIII II24轴号功率p(kw)转速n(r/min)转矩T轴号功率p(kw)转速n(r/min)转矩T(N/m)电动机轴3.71496036.95I轴3.5338487.79II轴3.39137.14236.07皿轴3.2640.57767.39卷筒轴3.09340.57728.08p=p耳耳=3.26x0.96x0.99=3.093kw卷筒轴III56减速器各轴功率转速.转矩列表：四带传动的设计1.确定V带型号和带轮直径：k=1.2Ap=4.46kwcA型取D=112mm1工作情况系数KA：由表11.5确定（载荷轻微震动，双班制）计算功率p=k-p=1.2x3.714=4.46kwc Ad选带型号：由图11.15（小带轮转速，Pc）小带轮直径：由表11.6，Dmin=75mm（A型）大带轮直径：n=n1 m

带根数：由表11.8，P=带根数：由表11.8，P=1.18kw;由表11.7，k=0.95;0 a由表11.12，k=0.99；由表11.10,Ap=0.11kwPz= c(p+Ap)kk0 0al4.46=3.6&取z=4-(1.18+0.11)x0.95x0.995.求轴上载荷张紧力：由表11.4，q=0.10kg/m,贝UF=500丄(2.5-ka)+qv20vzka446 25-095=500x ( - )+0.10x5.63=162.13N5.63x4 0.95轴上载荷：F=2zFsin=2x4x162.13xsin16015=1277.63NQo2 2带轮结构设计略此带为普通v带B=(z-1)e+2f=65mmF=162.13N0由题可知，小齿轮选用40Cr,调制处理，硬度为240〜280HB,取平均硬度260HB；大齿轮选用45号钢，调制处理，硬度为230HB。齿面接轴疲劳强度计算:齿数z和精度等级：取z=24,z=iz=2.8x24=67.2,取68121估计V沁4m/s,由表12.6，选8级精度。吗使用寿命K，由表12.9，取K=1.25TOC\o"1-5"\h\zA A动载系数K，由表12.9，取K=1.18v VKF齿间载荷分配系数K，由表12.10,估计Z<100N/mmHa bcos6= = =0.94cos6= = =0.941vu2+1 2.82+1F=1277.63NQz=24,z=6812选用8级精度K=1.25AK=1.18V’ 4.7KTTOC\o"1-5"\h\zd> i1屮（1-0.5屮）2u*R R=107.54mm验算圆周速度及KaFt/bd=（1-0.5屮）d=91.41mmml R1v= "m1"1=1.84m/s（与估计值相近）m60x1o0o2TF=—=2TF=—=1921Ntdm1b=屮R=屮 d1一RR2sinc1d=屮• 1RV1-COS2c1=47.3mmm=4.5mmd=108mm1d=306mm2KF4^=50.8N/mm<100NKF4^=50.8N/mm<100N/mm（与原估计值相符）b确定传动主要尺寸大端模数m,m=匕=4.49mm,由表12.3,取m=4.5mmz一1实际大端分度圆直径d,d=mz=108mm11d=mZ=306mm22m1锥距R,R=—「z2+z2=162.25mm2'1 2齿宽b,b=屮R=0.3x162.25=48.68mm,取b=49mmR齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数Y，由图12.30,F=2.73,F=2.15Fa Fa1 Fa2应力修正系数Y，由图12.31，Y=1.64,Y=2.07Sa Sa1 Sa2075重合系数Y，y=0.25+—=0.68EE £aV齿间载荷分配系数K，由表12.10FaKF/b<100N/mmAtR=162.25mmb=49mmY=2.73Fa1y=2.15Fa2Y=1.64Sa1Y=2.07Sa2Y=0.68£k=丄=1.47FaYc载荷系数K,K=KKKK=3.90AVFaP弯曲疲劳极限t k=丄=1.47FaYc载荷系数K,K=KKKK=3.90AVFaP弯曲疲劳极限t ，由图12.23cq =600MpaFlim Flim1t =510MpaFlim2弯曲最小安全系数S ，由表12.14,S=1.25Fmin Fmin弯曲寿命系数Y，由题意，Y=Y=1.0N N1N2尺寸系数Y，由图12.25，Y=1.0许用弯曲应力t」F「」tYY600x1.0x1.0t」=Fiiminx= =480MpaF1S 1.25Fmib570x1.0x1.0=456MpaK=1.47FaK=3.901.25tLF2

验算tFlim1tFlim2=600Mp=570Mpa1.254.7KTYYY■y 1^Fa1—Sal―c—(1-0.5^J2z2m3\u2+1t=—F1屮R 'R14.7x3.90x87790x2.73x1.64x0.68S=1.25Fmin=Y=1.0N1 N2=1.0x0.3x r 1 =144.84Mpa<t」-0.5x0.3上x242x4.53x*2.82+1 F1YY“。,2.15x2.07—“ 「］t=t Fa2Sa2=144.84x =144.0Mpa<t」F2 F1YY 2.73x1.64 f2Fa1Sa1t」=480Mpt」=456MpF2tF1tF2=144.84Mpa=144.0MpT=T=236.068N1选择齿轮材料，小齿轮40Cr，调制，硬度260HB，大齿轮45号钢,调制，硬度240HB.齿面接触疲劳强度计算：初步计算P 339转矩T，T=9.55x106=9.55x106x =236068N/mm1 n 137.141

齿宽系数屮，查表12.13，可取屮=1.0d dA值，由表12.16，估计卩q10。，取A=81d d初步计算的许用接触应力Q]:由图12.17cHc =710MpaQ =580Mpa,Hlim1 Hlim2cJ=0.9c =639MpaH1 Hlimlc」=0・9c =522MpaH2 Hlim2初步计算的小齿轮直径d 1'、~~T“U+13：屮C~XuLdHO1i'2360683.38+1 …丽」”=81x3 x =84.3,取d=85mm"x5222 3.38 1初步齿宽b,b=屮d=85,取b=85mmd1校核计算圆周速度v,v= =0.61m/s60x1000齿数z，模数m和螺旋角卩取z=2&z=iz=94.6q95121d85=—^= =3.04，由表12.3，取m=3mmz28 n3=3=arccos304=9.30。（和估计值接近）m=arccos—nmt由表12.9,由表12.9,由表12.9,由表12.9,K=1.25AK=1.1AA动载系数K:V齿间载荷分配系数K:Ha由表12.10,先求F 2T 2x236068mF= 1= =5555Ntd 851KF1.25x5490= =80.7N/mm<100N/mmb 85

1.88-3.2cosP=1.88-3.2cosP=1.71Iz z丿v12丿表12.8,=血=表12.8,=血=—anP=1.46兀表12.8,表12.8,兀mn=8+8a Ptana tan20=arctan广=arctan =20.24。cosP cos9.30。=1.71+1.46=3.17表12.8,cosP=cosP表12.8,cosP=cosPcosa/cosa=0.99b nt由此得K =K=8/cos2P=1.75Ha Faa b齿向分布载荷系数K，由表12.11HP2+C・10-3b=1.17+0.16x12+0.61X10-3x85=1.388■4-8 a38(1-8)+-^=

P8at]=H2cZ—Hlim2_N2SHmin=652MpaKHPrKHP=A+B—<di丿载荷系数K=KKKK =1.25x1.1x1.75x1.38=3.32AVHaHP弹性系数Z，Z=189.8、.：'Mpa；节点区域系数：由图12.16，Z=2.37EE H重合度系数z，由式12.31，因8>1,8=1,故PP丄=:丄=0.76■8 1.71a旋转角系数z，Z=“osP=vcos9.30=0.99接触最小安全系数S ，由表12.14，S=1.05Hmin Hmin接触寿命系数Z，由图12.18，Z=1.13,Z =1.18N N1 N2许用接触应力C，]=—Hliml_=764MpaHHlSHmin验算：C■'2KTu+验算：C1•—TOC\o"1-5"\h\zPbd2 u185x8522x3.61x2360683.38+1=189.8x2.37x0.7685x85285x852 3.38=642Mpa<C]H2

确定传动主要尺寸d(i+1)85x(3.38+1)中心距a,a=t= =186.15mm22实际分度圆直径d,因中心距未作圆整，故分度圆直径不会改变，即:1ad= =85,d=id=287.3mm1i+1 2 1齿宽b,b=屮d=85mmd128 =29.13cos39.3028 =29.13cos39.30=2.18FaV1 COS3p7z= 2 =98.84V2cos3P由图12.21，Y=2.55,YFa1 Fa2应力修正系数Y，由图12.22：SaY=1.62,Y=1.75Sa1 Sa2重合度系数Y：£(11)——+——Iz z(11)——+——Iz z丿'V1V2y075=0.25+ =0.69££aV螺旋角系数Y：P=1-£LP P120。齿间载荷分配系数K，由表12.10注3,Fa£=aV1.88-3.2cosP=1.71Y =1-0.25£=0.75(当£>1时，按£=1算)Pmin PPP=0.92>YPmin£ 3.17cr¥ = =2.7£Y 1.71x0.69a££前已求得K=1.75< —,故K=1.75Fa £Y Faa£齿向载荷分布系数：由图12.14b/h=85/(2.25x3)=12.6

K=1.35FB载荷系数K：K=KKKKAVFaF^许用弯曲应力：弯曲寿命系数Y:由图12.24,N=1.25K=1.35FB载荷系数K：K=KKKKAVFaF^许用弯曲应力：弯曲寿命系数Y:由图12.24,N=1.25x1.1x1.75x1.35=3.25Y=0.95,YN1尺寸系数Y:由图12.25,Y=1.0X X弯曲疲劳极限n ；由图12.23c,nFlim Flim1=0.97N2弯曲最小安全系数S :由表12.14,SFmin许用弯曲应力n」：F「」nYY 600x0.95x1.0n =—fiiminix= =456MpaF1S 1.25FminnYY450x0.97x1.0f1罗2n2x= =349.2MpaFminLLF2验算:1.251.25=600Mpa,L =450MpaFlim=1.25Fmin-^KTlYYYYbdmFa1Sa1eP1n2x3.25x236068 「］= x2.55x1.62x0.69x0.92=186Mpa<In」F1L=F1n=n Fa2Sa2=186x =172Mpa<nF2YY 2.55x1.62 F2Fa1Sa1七轴的初步设计计算：选取轴的材料及热处理：选取45号钢，调制处理按许用切应力估算轴的最小直径:d <C3：‘-minn由表16.2，取C=112I轴：d>112x3：-—=23.46,取d =30mm1min”轴：d2min'1122局'3.39”轴：d2min'1122局2min.326III轴：d >112x3 二48.33mm,取d 二50mm3min初选联轴器和轴承：1•联轴器选择减速器输出轴与工作机输入轴采用弹性注销联轴器，其型号为:ZC50x107JB56x107主要参数尺寸如下：公称扭矩：T=2000N/m许用转速:LL3550r/min2.轴承的选择I轴选择圆锥滚子轴承30207II轴选择圆锥滚子轴承30209III轴选择圆锥滚子轴承30211（轴I）轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案下图为I轴上的装配方案轴的材料选用45号钢，调制处理，g=650MpaQ=360MpaB S根据轴的初步设计:

..£一——G2•轴的长度的确定..£一——GA由带轮的大带轮决定我们由前面的带传动带轮宽为65mm为键槽预留一定长度我们可确定d=31mm>l=70mmi iB由轴承决定前面选取的轴承30207，可确定d=35mml=16mm3 3(一般为利于固定l比B小1mm)3C.由经验公式算轴肩高度：h=0.07x35+(1~2)=(3.5~4.5)mm,取轴肩高为5mm确定d=434 4由《机械设计课程设计》要求可得(1、=54mm取l=60.=54mm取l=60.4根据轴承安装方便的要求，取d.d均比d小1mm,得5 3d=33mm，d=34mm2 5根据安装轴承旁螺栓的要求，取l=20mm2根据齿轮与内壁的距离要求，取l=16mm5根据齿轮孔的轴径和长度，确定d=32mml=53mm则：L1L2确定轴上各力作用点及支点跨距由于选定的是深沟球轴承，其负荷中心在轴向宽度的中点位置,■AMILT——:\""t?L]_■■L3（II轴）轴的结构设计：轴的材料选用：45号钢，调制处理G二650MpaQ=360Mpa（一）做出轴的初步设计：由轴承30209可知，还要预留9mm的挡油板，当然轴应当小1mm,但是打圆锥齿轮会占2mm,所以还是取l=29，d=45.11由齿轮的厚度为56mm,轴应小2mm,所以取l=54,又考虑到l到l的过渡,212取d=47mm.23.l长度适量取30mm,而轴肩应大于8mm,我们就取d=54.TOC\o"1-5"\h\z34.由小齿轮的厚度85mm,决定，我们就取l=83mm取d=d=47mm4 25.由圆锥滚子轴承30211的厚度决定，再加上挡油板厚度10mm,和大齿轮多出的2mm,取l=31mm,d=45mm\o"CurrentDocument"5可以得到下图

44.5 63）轴的数学计算部分:Ll=46.5mm.L2=98.5mm,L3=63mm轴的受力分析：轴上的功率P=3.39Kw,n=137.14r/min,T=236.07N/m22求作用齿轮上的力：大圆锥齿轮的圆周力F=2T/dTOC\o"1-5"\h\ztl 2md=(1-0.5申)d=(1-0.5x0.3)x280m RF=2T.1000/d=1983.8Nt1 2 mal tl“1轴向力F=Ftana.sine=1983.8xtan20x-1al tl<2.82+1=4.238N径向力F=Ftana.cose=1983.8xtan20xcos1=r1 t1 2 <2.82+1=242.85N小圆柱齿轮的圆周力：F=2T1000/d=2x236.07x1000/85=5554.6N12F=Ftan卩=5554.6xtan9.30=909.7Na2 “

F=Ftana/cosP=5554.6•tan20/cos9.30=2048.7NTOC\o"1-5"\h\zr2 12求支反力：水平面上：F(L+L)—FL+F•85+F•306r12 3 r23 a22 a12R=—H1 L+L+L1 2 3=—242.97NF(L+L)—FL+F•85+F•306r21 2 r11 a22 al2R=—H2 L+L+L1 2 3=1562.9N垂直面上:RF(L+L)+FLV1 L+L+L1 2 3=3222.7NDF(L+L)+FLV2 L+L+L1 2 3=4315.7N根据受力图画出剪力图和弯矩图:竖直方向受力图:剪力图:

根据受力图画出剪力图和弯矩图:竖直方向受力图:剪力图:Mv：FrlRH2RH1剪力图:剪力和:M合:Mv：FrlRH2RH1剪力图:剪力和:M合:由上图可知应力最大处的位置，校核此处即可由于扭转切应力的脉动循环变应力，取a二0.6因此轴