毕业设计论文带式运输机传动装置的设计精品.docx
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毕业设计论文带式运输机传动装置的设计精品
设计说明书设计题目：
带式运输机传动装置的设计。
一、设计任务
已知条件；
1、工作条件；单班工作，（每班8小时）单向齿轮传动，有轻微冲击。
2、工作时间：
十年
3、原动机为电动机
二、传动方案分析
单级圆柱齿轮减速器的传动比一般小于5，使用直齿.斜齿或人字齿
齿轮，传动功率可达数万千瓦，效率较高。
工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。
轴线可作水平布置.上下布置或铅直布置。
原始数据；
1、运输带传递的有效圆周力F=4000N
2、运输带速度V=0.75
3、滚筒的计算直径D=300mm
4、总体布置简图
三、选择电动机
电动机已经标准化.系列化。
应按照工作机的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型.容量和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。
1、电动机类型和结构型式的选择按已知工作和要求选用Y型全封闭式笼型三相异步电动机
2、选择电机功率
FV
Pw1000w
电动机至工作机间的总效率为:
其中123456分别为带传动•齿轮传动的轴承•齿轮传动•联轴器.卷筒轴的轴承及卷筒的效率。
•
取1=0.9702=0.9733=0.9754=0.9775=0.9796=0.980
则：
w=0.97（0.973）30.97520.9770.9790.980=0.80
所以：
Pd=FV=4000N0.75m/s=3.75kw
1000w10000.80
3、确定电动机卷筒轴的工作转速:
按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1=2~4，单级齿轮传动比i2=3~5，则合理总传动比的范围为i=6~20，
故电动机转速的可选范围为：
nd=inw=（620）47.77r/m
所以：
nd=287~955
符合这一范围的同步转速有750r/min与1000r/min
根据计算出的容量，查资料可知道有四种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较4个方案可得，电动机型号为Y280M-6比较适中，所选电动机的额定功率为Ped=2.2kw，满载转速为n940r/m，总传动比较适中，传动装置结构比较紧凑。
电动机型号
额定功率Ped/kW
；同步转速
满载转速
Y280M-6
2.2
750
940
4、计算总传动比和分配传动比由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw可得传动装置
的总传动比为：
i匹卫匹19.68
nw47.77
取带i3.94;齿轮i5
四、计算传动装置的运动和动力参数
1、各轴转速
2、各轴的输入功率
RPdi=3.750.973.64kw
PllPl233.640.9730.9753.45kw
RiiRi
243.45
0.973
0.977
3.28kw
各轴输入转矩
Td
9550Pd
95503・75
38.1Nm
nm
940
Ti
Tdi01
38.13.94
0.97
145.61
Tii
Tii12
3690.68
Tiii
Til2
4690.680.973
0.977
632.28
轴名
参数
电动机轴
I轴
H轴
卷筒轴
转速n/（r/min）
940
238.75
47.71
47.71
输入功率P/kW
3.75
3.64
3.45
3.28
输入转距T/（N•m）
38.1
145.61
690.68
632.28
传动比1
3.94
5
1
效率
0.97
0.94
0.94
四、带传动设计
设计V带传动时，一般已知条件是：
传动的工作情况，传递的功率P,两轮转速片、n2（或传动比i）以及空间要求等。
具体的设计内容有：
确定V带的型号、长度和根数，传动中心距及带轮直径，画出带轮零件图等。
1、原始数据
额定功率Ped3.57kw带传动比i13.94nm940r/min
2、确定计算功率
计算功率P：
是根据传递的额定功率（如电动机的额定功率）P,Ka表示工作情况系数，并考虑载荷性质以及每天运转时间的长短等因素的影响而确定的，即PCKAP
式中Ka为工作情况系数，查表得Ka1.1
PcKaP1.13.75Kw4.125Kw
3、选择V带的型号
根据计算功率Pc和主动轮转速ni，由教材133页图8.12和图8.13可得选择V带型号。
根据Pc4.125kwn1940r/m选择A型普通V带。
4、确定带轮基准直径dd1、dd2
根据表8.6和图8.13选取dd1110mm且dd1
n1d
dd1
n2
大带轮基准直径为dd2
940
3.94
所以dd2
n2
238.579r/min
940
110mm433.399mm
238.579
根据表8.3选取标准值dd2425m
则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为
dmin75mm
i=dd2
dd1
篇3.86
m940n2-r/min243.52r/min
i3.86
1.976%
从动轮的转速误差率为：
425433・399100%425
在5%以内，为允许值。
5、验算带速：
v1109405.411
601000
带速在5~25m/s范围内
6、确定带的基准长度Ld和实际中心距a
0.7（dd1dd2）a。
2（dd1dd2）
0.7560a02560
2500—（110
2
由表8.4选取基准长度Ld
4a°
（450110）2““
450）1937mm
4500
2000mm
LdL。
20001937、
（500）mm
2小
中心距a的变动范围为
amina0.015Ld（531.50.0152000）mm=501.5mmamaxa0.03Ld（531.50.032000）mm591.5mm
7、校验小带轮包角a1
a1180空一X57.3180
a
450110
57.3
591.5
147.063
120
&确定V带根数z
PcPc
z
Po（PoPo）KaKL
根据dd1110mm、n_!
940r/min查表8.10，用内插法可得
118100Po1.00（940800）1.14kw
980800
功率增量P0为P0Kbn'1丄）
Ki
由表8.18查得Kb1.0275103
根据传动比i4.09,查表8.19得Ki1.1373，则
Ka0.93，得普通V带根数
=（签1）010（5.144）2N=228.2486N
由式（8.20）可得作用在轴上的压力Fq为
Fq2F°zsin-
2
147063
2228.24863sinN1252.82N
2
10、设计结果
选用3根A-2000GB11544-89带，中心距a531.5mm，带轮直径dd1110m,dd2450mm,轴上压力Fq1252.82N
五、齿轮传动设计
单级圆柱齿轮减速器的最大传动比一般为jmix=8~10,作此限制主要为避免外廓尺寸过大。
原始数据：
P3.64kwnI238.75r/mini15TI145.61103NMM
1、选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45钢调制，硬度为220~250HBS大齿轮选用45钢正火,硬度为170~210HBS因为是普通减速器、由表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.2~6.3m。
2、按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用公式（10.22）求出d1值。
确定有关参数与系数：
1）转距T1:
Ti145.61103NMM
2）载荷系数：
查表10.11取1.1
3）齿数1和齿宽系数d
小齿轮的齿数1取为20，则大齿轮齿数2101。
因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d1
4）许用接触应力[h]
由图10.24查得
Hlim1560a，Hlim2530a
由表10.10查得Sh1
由表10.3取标准模数m3mm
（3）主要尺寸计算
d1mz1320mm60mm
d2mz23101mm303mm
bdd1160mm60mm
经圆整后取b260mm,b1b25mm65mm
11
am（z1z2）2.5（20101）mm126.25mm
22
3、按齿根弯曲疲劳强度校核
由式（10.24）得出尸，如f[f]则校核合格确定有关系数与参数：
1）齿形系数Yf
查表10.13得Yf12.65，Yf22.18。
2）应力修正系数丫$
查表10.14得YS11.59，YS21.80。
3）许用弯曲应力[f]
由图10.25查得Fiim1210a，Fiim2190a。
由表10.10查得Sf1.3。
由图10.26查得Ynt1YnT21
4、验算齿轮的圆周速度
5、设计结果
齿轮
直径（mm）
宽度（mm）
模数（mm）
中心距
小
60
60
3
126
大
303
65
3
六、轴的设计
1、1轴的设计
（1）原始数据：
n238.75讯P3.64kwT145.61103N.m
（2）选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知减速器的传递功率为中小功率，对材料无特殊要求，故选用45号钢并经调质处理，由表14.4查得强度极限b650MPa，再由表14.2得许用应力1b60MP。
（3）各轴段直径的确定按扭转强度估算轴的小直径：
根据表得C118~107
由式得CH—107~1183；3.64mm26.53~29.26mmVnV238.75
将估算直径加大3%~5%，取为27.32~30.13。
有设计手册去标准直径d130mm
（4）设计轴的结构并绘制结构草图
1）确定轴上零件的位置和固定方式
2）确定各轴段的直径
轴段①（外伸段）直径最小，d130mm;轴段②直径，d?
35mm；
轴段③直径，d375mm；轴段④直径，d440mm；轴段④直径，d535mm
3）确定各轴段的长度
轴段①长度，1118mm轴段②长度，1263mm，轴段③长度I340mm，轴段④长度打18mm
（5）轴的校核
原始数据：
L136mm，L2121mm，L356mm，
作用在齿轮上的圆周力为：
Ft2TI/d2145.61103/1102647.N
径向力为FrFttan202647.450.36953N
作用在轴2带轮上的外力Fq1252.82N
F2VFrF1V528N
2
求水平面的支承反力:
F2HFtF1H264711801467N
3绘制垂直面弯矩图：
MqvF1Vl14253610315.3Nm
或MqvF2Vl252812110363.89Nm
4绘制水平面弯距图
MqhF1Hl111803610342.48Nm
或M'qhF2HI21467121103177.51Nm
5求合成弯距图：
由公式.M2QV—M2qh可得
Mq.M2qvM2qhJ15.3242.48245.15Nm
MaMaVMaH~、・63.892177.512133.81Nm
6求危险截面当量弯距：
从图可见，mm处截面最危险，其当量弯距为：
（取折合系数0.6）
MemQ（T）245.152（0.6145.61）298.34Nm
7计算危险截面处轴的直径：
因为材料选择45#正火，查表得b650MPa，查表得许用弯曲应力
Me398.341033
[1b60MPa，贝廿：
d3e332497.325.4mm
.041b]:
0.160
因为d2d3d125.4mmd，所以该轴是安全的。
1
2、轴II的设计
（1）原始数据：
P功率3.45kwn47.71r/minT690.68103Nm
压力角
20，齿轮分度圆直径di250mm
（2）求作用在齿轮上的力
2742.4N
F2T12690.68103
t"d?
50
径向力FrFttan2742.4tan20998.23
（3）选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知减速器的传递功率为中小功率，对材料无特殊要求，故选用45号钢并经调质处理，由表14.4查得强度极限b650MPa，再由表14.2得许用应力1b60MP
（4）按扭转强度估算轴径
根据表14.1得C=118~107.
按扭转强度估算轴的最小直径dC3P
Vn
查表取C107~118,
所以dC3卢（107~118）（44.6~49.2）mm
\n\47.71
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%~5%取为45.9~51.66mm,由设计手册取标准直径5'd150mm
（5）设计轴的结构并绘制结构草图
11__
由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。
1）确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。
确定齿轮从轴的中间装入，齿轮的左端用轴肩或轴环定位，右端用套筒固定’这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。
齿轮的周向固定采用平键连接'轴承对称安装于齿轮两侧。
其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定'
2）确定各轴段直径
轴段从右到左分别为轴段①、轴段②、轴段③
如上图所示，轴段①的直径d150mm
轴段②的直径d260mm
轴段③的直径d370mm
轴段④的直径d460mm
轴段⑤的直径d545mm
3）确定各轴段的长度
轴段①的长度为li18mm
轴段②的长度为l225m
轴段③的长度为l368mm
轴段④的长度为l318mm
轴段⑤的长度为l310mm
（6）轴的校核
原始数据：
L147mm,L2121mm,L352mm,
按弯扭合成强度校核轴径
1）求垂直面的支承反力：
l2Fr121
F1V2r998.23719N
l1l2168
F2VFrF1V998719279N
2）求水平面的支承反力：
l2Ft121
F1H⑺2742.41975N
I1I2168
F2HFtF1H2742.41975767N
3）绘制垂直面弯矩图
MavF1VI17194710333.79Nm
或MavF2VI227912110333.79Nm
4）绘制水平面弯矩图
MaHF1HI119754710392.83Nm
或MaHF2HI76712110392.83Nm
5）求合成弯距图：
考虑最不利的情况，由公式■M%—M2qh可得
Mq；M2qvM2qh■.33.79292.83298.79Nm
MaMaVMaH、33.79292.83298.79Nm
6）求危险截面当量弯距：
从图可见，mm处截面最危险，其当量弯距为：
（取折合系数0.6）
MemQ（T）2...98.792（0.6690.68）2426Nm
b650MPa，查表得许用弯曲应力
3426103
341.4mm
■,0.160
7）计算危险截面处轴的直径：
因为材料选择45#正火，查表得[1b60MPa，则：
dMe
.041b]
因为d3d2di41.4mmd，所以该轴是安全的由表可知，选用9级精度是合适的。
卜
七、减速器附件的结构设计
名称
符号
齿轮减速器
箱体壁厚
8
箱盖壁厚
1
8
箱盖凸缘厚度
bi
12
箱座凸缘厚度
b
12
箱座底凸缘厚度
b2
20
地脚螺钉直径
df
17.625
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁边连接螺栓直径
di
13.22
盖与座连接螺栓直径
d2
10.58
连接螺栓d2的间距
l
180
轴承端盖螺钉直径
d3
8.81
检查孔盖螺钉直径
d4
7.05
定位销直径
d
8.464
df、di、d2至外箱壁距离
Ci
20
df、d2至凸缘边缘距离
C2
18
轴承旁凸台半径
R
18
凸太高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
外箱壁至轴承座端面的距离
I1
45
齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内箱壁间的距离
1
15
齿轮（锥齿轮或蜗轮轮毂）端面与内箱壁间的距离
2
10
箱盖、箱座肋厚
m1、m
m17,m27
轴承端盖外径
D2
95~98
轴承旁连接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md3互不干涉为准，一般取S=D2
（1）窥视孔和窥视孔盖
窥视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间间隙等，还可用于注入润滑油。
窥视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫片密封。
箱体上开窥视孔处应凸出一块，以便加工出与孔盖的接触面，孔盖用MLM8螺钉紧固。
（2）放油螺塞
外六角螺塞。
放油孔应在箱座底面的最低处，常将箱体的内底面设计成向放油孔方向倾斜1~1.5，并在其附近做出一个小凹坑，以便功丝及油污收集和排放。
用M181.5螺塞。
（3）油标
选用M12杆式油标。
油标安置的部位不能太低，以防油进入油标座孔而溢出。
（4）通气器
选用简易通气器常用带孔螺钉制成，但气孔不能直通顶端，以免灰尘进入，这种通气器用于比较清洁的场合。
较完善的通气器内部做成各种曲路，并有金属网，以减少灰尘随空气吸入箱体。
（5）起盖螺钉
螺钉上的螺纹长度要大于箱盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成大倒角或半圆形，以免顶坏螺纹。
（6）定位销
为了保证部分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各高一个圆锥定位销。
两销间的距离尽量远些，以提高
定位精度。
定位销直径一般取d（0.7〜0.8）d2,d2为箱体连接螺栓的直径，其长度就大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以利于装拆。
（7）吊环螺钉，吊耳和吊钩
为了折卸用及搬运减速器，就在箱盖上装有吊环螺钉或铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。
吊环螺钉为标准件，可按起重量选取，由于吊环螺钉承载较大，故在装配时必须把螺钉完全拧入，使其台肩抵紧箱盖上的支承面。
为此，箱盖上的螺钉孔必须局部锪大，吊环螺钉用于卸箱盖，也允许用来吊运轻型减速器。
八、滚动轴承的计算
1、轴1的两滚动轴承进行校核
在前面进行轴的计算时所选轴1的两滚动轴承型号均为6308基本额
定动载荷Cr40800N，基本额定静载荷C0r24000N。
F1r1428N;F1t3750N;F1a0N
F2r605N;F2t1512.5N;F2a0N
由上可知轴承1所受的载荷远大于轴承2,所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2必满足要求。
1）求比值
轴承所受径向力Fr1428237502N4012.7N
所受的轴向力Fa0N
它们的比值为空0
Fr
查表得，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时空e。
Fr
2）计算当量动载荷P,Pfp（XFrYFa）
按表，X=1,Y=0
按表，fP1.0~1.2，取fP1.2。
则
P1.2（14012.70）N4815N
算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为Lh'81030024000h
66
由公式得LhCL）10（迴°°）3h42471h24000h
60nIP60238.754815
所以所选的轴承6308满足要求。
2、轴2上的两滚动轴承进行校核
面玲珑在前面进行轴的计算时所选轴2上的两滚动轴承型号均为6311
本额定动载荷Cr22000N，基本额定静载荷C°r16200N。
由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为
F1r1663N;F1t4158N;F1aON
F2r454N;F2t1135N;F3aON
由上可知轴承1所受的载荷远大于轴承2,所以只需对轴承1进行校核,如果轴承1满足要求，轴承2必满足要求。
1）求比值
轴承所受径向力Fr.166324542N1724N
所受的轴向力FaON
它们的比值为空0
Fr
查表得，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时空e。
Fr
2）计算当量动载荷P,Pfp（XFrYFa）
按表，X=1,Y=0
按表，fP1.0~1.2，取fP1.2。
则
P1.2（117240）N2069N
算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为Lh'81030024000h
66
由公式得LhCL）10（^000）3h419977h24000h
60n“P6047.712069
所以所选的轴承6010满足要求。
十、连接件的选择和计算
1、轴I上的键进行选择及校核
高速轴I因为承受的载荷不大，运动也平稳两轴能严格对中，并在工作中不发生相对位移，所以选择套筒联轴器。
对连接联轴器与轴I的键的计算
A对轴左端的连接齿轮与轴I的键的计算
（1）选择键联接的类型和尺寸
一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。
由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。
根据d=75mm从表中查得键的截面尺寸为：
宽度b=18mm高度h=11mm由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=54mm
（2）校核键联接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由表查得许用挤压应力[p]100~120MPa,取平均值，[p]110MPa。
键的工作长度
l=L-b=54mm-18m
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