机械课程设计_带式运输机传动装置(35页).doc

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1、-机械课程设计_带式运输机传动装置-第 32 页河北联合大学轻工学院QINGGONG COLLEGE, HEBEI UNITED UNIVERSITY机械设计课程设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机传动装置目录一、设计任务书.4二、减速器总体方案设计.52.1传动方案的拟定.52.2电动机的选择.5（1）电动机类型的选择.5（2）电动机功率的选择.5（3）电动机转速的选择.5（4）确定电动机型号.52.3传动比的分配.62.4运动参数及动力参数计算.6三、V带传动的设计83.1确定设计计算功率Pd.83.2选择带的型号.83.3确定带轮基准直径dd1、dd2.8（1）选择小带轮的基准直径

2、dd1.8（2）验算带速8（3）计算大带轮基准直径dd2.8（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld09（5）验算小带轮包角a1.9 （6）确定V带的根数9（7）确定带的初拉力F010（10）计算带的轴压力FQ.10四、齿轮的设计计算及结构说明.104.1选择齿轮材料.104.2计算齿面接触疲劳强度.104.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸.114.4校核齿根弯曲疲劳强度.124.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级.12五、轴的设计计算及校135.1输入轴的设计计算与校核.13（1）根据工作要求选择材料.13（2）按扭矩初算轴的最小直径.13（3）轴的结构设计.13（4）轴的强度校核.155.2

3、输出轴的设计计算与校核.19 (1) 根据工作要求选择材料19（2）按扭矩粗算的最小直径19（3）轴的结构设计. 20（4）轴的强度校核.21六、滚动轴承的校核26 6.1 输入轴滚动轴承寿命校核.26 6.2输出轴滚动轴承寿命校核.27七、键的选择与校核.287.1输入轴键的选择与校核.287.2输出轴键的选择与校核.287.3联轴器的选择.29八、减速器润滑、密封及附件的选择确定.298.1润滑的选择确定.298.2密封形式.298.3减速器附件的选择确定.30九、箱体主要结构尺寸的计算及装配图.309.1箱体主要结构尺寸计算.30设计小结.32参考文献.33一、设计任务书设计用于带式运输

4、机传动装置原始数据：运输带工作拉力F（N）1400运输带工作速度 v（m/s）1.55卷筒直径D/mm250工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%。设计计算和说明计算结果二、减速器总体方案设计2.1设计方案分析本设计中，原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传动的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率与速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构

5、之一。所给定方案结构尺寸大，传动效率较高，成本低，连续工作性好，在所要求的工作条件下满足要求。2.2电动机的选择（1）电动机类型的选择根据动力源和工作条件，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：Pw=Fv/1000=(14001.55)/1000=2.17 KW为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置总效率总。要求总效率，必须先确定各传动环节的效率。由教材查得：V带=0.96，轴承=0.98，齿轮=0.97，联轴器=0.99，滚筒=0.96；则传动装置的总效率为：总=V带轴承2齿轮联轴器滚筒=0.960.9820.970.990.96=0.85电动机所需功

6、率为：Pd= Pw/总=2.17/0.85=2.55KW对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率Ped等于或稍大于电动机所需的工作功率Pd，电动机就能正常工作。由机械设计基础课程设计第193页表19-1选取电动机的额定功率为3KW。（3）电动机转速的选择工作机转速：nw=（601000v）/（D）=（6010001.55）/（3.14250）=118.47r/min（4）确定电动机型号由机械设计课程设计第7页知，V带传动的传动比常用范围为iv带=24，单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35，则总传动比范围为i总=620。故电动机转速的可选范围为：n电机=i总nw=

7、（620）118.47=710.822369.4r/min符合这一范围的同步转速有1000 r/min、1500 r/min。现将3种电动机的有关数据列于下表进行比较：方案电机型号额定功率/KW同步转速/（r/min）满载转速/ （r/min）堵转转矩/转矩额定最大转矩/额定转矩1Y132S-6310009602.02.02Y100L2-43150014302.22.2注：总传动比=满载转速/工作机转速可以发现以上两种电动机都符合要求,都可选取, 若工作环境对传动装置的外廓尺寸要求不大,则可选取方案2若工作环境希望传动装置越小越好,则选方案1;这里,我们选取方案1,即选定电动机型号为Y132S

8、-6。根据电动机功率与同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率 3KW，满载转速960 r/min。2.3传动比的分配i总=n满/nw=960/118.47=8.10V带传动的传动比常用范围为iv带=24，这里取iV带=2则i齿轮= i总/iV带=8.10/2=4.05(单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35)2.4运动参数及动力参数计算电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴，滚筒轴为3轴。相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23；相临两轴间的传动效率为01、12、23；各轴的输入功率为P0、P1、P2、P3；各轴的转速为n0、n1、n2、n

9、3；各轴的输入转矩为T0、T1、T2、T3。在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工作功率Pd进行计算，而不用电动机的额定功率Ped。只有当有些通用设备为留有储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，要求传动装置具有较大的通用性和适应性时，才按额定功率Ped来设计传动装置。传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速,即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。0轴（电机轴）P0=Pd=2.55KWn0=nm=960 r/minT0=9550（P0/ n0）=9550（2.55/ 960）=25.36Nm1轴（高速轴）P1=P001=2.55V带=2.550.96=2.45KWn

10、1=n0/i01带=960/2=480 r/minT1=9550（P1/ n1）=9550（2.45/ 480）=48.70Nm2轴（低速轴）P2=P112=2.45(轴承齿轮)=2.45(0.980.97)=2.33KWn2= n1/i12齿轮=480/4.05=118.52 r/minT2=9550（P2/ n2）=9550（2.33/ 118.52）=187.18Nm3轴（滚筒轴）P3=P223=2.33(轴承联轴器)=2.33(0.980.99)=2.26KWn3= n2=118.52r/minT3=9550（P3/ n3）=9550（2.26/ 118.52）=182.10Nm运动与

11、动力参数的计算结果汇总如下表：轴名功率P/KW转矩T（Nm）转速n/（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴1轴2轴滚筒轴2.452.332.262.5548.70187.18182.1025.36960480118.52118.5224.0510.960.950.97三、V带传动的设计3.1确定设计计算功率Pd由工作条件，载荷平稳，2班制工作，采用交流电动机，参考机械设计基础第93页，表7-5得：KA=1.2设计计算功率Pd=KAP=1.22.55=3.06KW (其中KA 为工作情况系数，P为所需传递功率)3.2选择带的型号根据设计计算功率Pd和小带轮的转速n0，由机械设计基础第9

12、4页，图7-12查得：带的型号为A型。3.3确定带轮基准直径dd1、dd2（1）选择小带轮的基准直径dd1由机械设计基础第95页，表7-6查得：A型带的小带轮最小直径为75，在结构允许的前提下尽可能选大一些，以减少弯曲应力，提高带的寿命，所以放大一档，由表7-6初选小带轮直径dd1=125mm。（2）验算带速v=（dd1n0）/（601000）=（3.14125960）/ （601000）=6.28 m/s带速v在525 m/s 之间，符合要求。（3）计算大带轮基准直径dd2dd2=（n0/n1）dd1=（960/480）125=250mm由机械设计基础第88页，表7-4带的基准直径系列取整得

13、：dd2=250mm（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld0初定中心矩a0由于设计要求中未对中心距提出明确要求，先按下式初选中心距a0：0.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2）262.5 a0 750暂时取 a0=600mm初算带的基准长度Ld0初选中心距a0后，按下式初算带的基准长度：Ld02a0+（/2）（dd1+dd2）+ （dd1+dd2）2/（4a0）= 2600+（3.14/2）（125+250）+（125+250）2/（4600）=1847.34mm确定带的基准长度Ld由机械设计基础第87页，表7-2将带的基准长度取整至相近的标准基准长度：Ld=1800mm确定中心距确

14、定带的基准长度Ld后，按下式计算实际中心距aaa0+（Ld-Ld0）/2=600+（1800-1847.34）/2=576mm考虑到安装、调整和松弛后张紧的需要，实际中心距允许有一定的调整范围，其大小为：amin=a-0.015Ld=576-0.0151800=549mmamax=a+0.03Ld=576+0.031800=630mm（5）验算小带轮包角a1aa1=180-57.3（dd2-dd1）/a=180-57.3（250-125）/576=167.65 120a1在允许的范围内，满足要求。（6）确定V带的根数 由机械设计基础第95页，表7-6，查得V带基本额定功率P0=1.37KW由机

15、械设计基础第96页，表7-7，查得V带基本额定功率增量P0=0.10KW由机械设计基础第97页，表7-8，查得包角修正系数Ka=0.97由机械设计基础第87页，表7-2，查得KL=1.01按下式计算V带的根数：ZPd/P0=Pd/（P0+P0）KKL）=3.06/（1.37+0.10）0.971.01）=2.12将Z取整为整数：Z=2（7）确定带的初拉力F0由机械设计基础第87页，表7-1，查得V带单位长度质量q=0.10kg/m按下式计算单根V带的初拉力：F0=500（Pd/zv）（2.5/K a -1）+qv2=500（3.06/（26.28）（2.5/0.97-1）+ 0.106.282

16、=193.54N（8）计算带的轴压力FQFQ2zF0sin（a 1/2）=22193.54Nsin（167.65/2）=766.42NV带传动的主要参数见下表：名称结果名称结果名称结果带型A传动比i=2根数Z=2带轮基准直径dd1=125mmdd2=250mm基准长度Ld=1800mm预紧力F0=193.54N中心距a=576mm压轴力FQ=766.42N四、齿轮的设计计算及结构说明4.1选择齿轮材料该齿轮传动无特殊要求，减速器是闭式传动，可以采用齿面硬度350HBW的软齿面齿轮，根据机械设计基础第127页表8-3，选小齿轮材料40Cr，调质处理，齿面硬度250HBW；选大齿轮材料45钢，正火

17、处理，齿面硬度180HBW。4.2计算齿面接触疲劳强度由机械设计基础第127页表8-3Hlim1=2501.4+350=700MPaHlim2=1800.87+380=536.6MPa计算大小齿轮齿面许用接触应力：H1= Hlim1/SH =700/1=700 MPaH2= Hlim2/SH =540/1=536.6 MPa4.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸小齿轮转矩：T1=48700Nmm；齿宽系数：由机械设计基础第131页表8-6取d=1；载荷系数：软齿面，工作平稳，取k=1.2；节点区域系数：准值直齿圆柱齿轮，ZH=2.5；弹性系数：由械设计基础第131页表8-5查得ZE=189.8

18、 MPa；齿数比u=i=4.05计算齿轮小轮直径：取小齿轮z1=25，则大齿轮z2=z1i=254.05=101.25，取z2=101；传动比误差：i=i-i/i=4.05-101/25/4.05=4.05-4.04/4.05=2.5%5%，合格。i为理论传动比，i为实际传动比。确定齿轮模数m= d1/z1=48.26 / 25=1.93由机械设计基础第118页 表8-1，取m=2确定中心距a=m(z1 + z2)/2=2(25+101)/2=126mm计算齿轮的几何参数：分度圆直径d1=mz1=225=50mmd2=mz2=2101=202mm齿顶圆直径da1=m（z1+2ha*）=2（25

19、+21）=54mmda2= m（z2+2ha*）=2（101+21）=206mm齿根圆直径df1=m（z1-2ha*-2c*）=2（25-（21）-20.25）=45mmdf2= m（z2-2ha*-2c*）=2（101-（21）-20.25）=197mm齿宽b=dd1=150=50mm 取b1=55mm、b2=50mm。 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 齿距 P = 23.14=6.28(mm)轴孔直径 d=42mm轮毂直径 =1.6d=1.642=67mm轮毂长度 L=b2=50mm轮缘厚度 0 = (34)m = 68(mm)

20、 取0 =8 轮缘内径 =da2-2h-20=206-24.5-28=181mm 取D2=180mm腹板厚度 c=0.3=0.350=15取c=18(mm) 腹板中心孔直径 =0.5(+)=0.5(67+180)=118(mm)腹板孔直径=0.25（-）=0.25（181-67）=28.5(mm) 取=28(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.52=14.4校核齿根弯曲疲劳强度由机械设计基础第127页图8-3取Flim1=0.8250+380=580MPa，Flim2=0.7180+275=401MPa；SF=1.4按下式计算齿轮轮齿许用弯曲应力：F1= Flim1/SF =580/1.4=41

21、4.29 MPaF2= Flim2/SF =401/1.4=286.43 MPa由机械基设计础第129页8-4取标准齿轮的复合齿形系数：YFS1=4.21YFS2=3.96F1=（2KT1YFS1）/（bmd1）=（21.4487004.21）/（50250）=98.42 MPaF1F2=F1（YFS2/ YFS1）=（3.96/ 4.21）=92.58 MPaFB，所以只需校核A处轴承。由于没有轴向力，所以当量动载荷P=1352.68N由于常温下工作，由机械设计基础第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于 载荷较平稳，由机械设计基础第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。所用

22、轴承为深沟球轴承，代号6206，由机械设计课程设计第131页表15-3查出，基本额定动载荷Cr=19.5KN=19500N。轴承的转速就是输入轴的转速，n = 480r/min 轴承的预期寿命为 8（年） 300 （天） 16 （小时）= 38400 h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106（ftCr）/（fpP）3/（60n）= 106（119500）/（1.11352.68）3/（60480）=78237.61h 38400 h轴承具有足够寿命。6.2输出轴滚动轴承寿命校核FAY = - 336.92N FAZ =-935.9N FA= FB=336.922+935.92 =994.7

23、0N由于FA= FB且没有轴向力，所以当量动载荷P=FA=994.70N由于常温下工作，由机械设计基础第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于 载荷较平稳，由机械设计基础第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6008,由机械设计课程设计第131页表15-3查得，Cr=17.0KN=17000N轴承的转速就是输出轴的转速，n = 118.52/min 轴承的预期寿命为 8（年） 300 （天） 16 （小时）= 38400 h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106（ftCr）/（fpP）3/（60n）= 106（117000）/（1.1994.70

24、）3/（60118.52）=527411h 38400 h轴承具有足够寿命。七. 键的选择与校核 联轴器的选择7.1输入轴键的选择与校核输入轴上在最细端装皮带轮处使用平键连接，最细端轴的直径为d=22mm。由机械设计基础第78页表6-11，选择bhL = 6632的键。键的轴向工作长度l = L-b=26mm。由机械设计基础第78页表6-12，查得键的许用挤压应力为p=100Mpa。输入轴的输入扭矩为 T1=48700Nmm将以上数据代入键的挤压应力计算公式p=（4T1）/（dhl）=（448700）/（22626）=56.76Mpa p所以键的联结强度足够.7.2输出轴键的选择与校核输出轴上在最细端装联轴器使用平键连接，最细端轴的直径为d1=32mm。由机械设计基础第78页表6-11，选择b1h1L 1=10850的键，键的轴向工作长度l1= L1-b1=40mm。中间装大齿轮