带式运输机传动装置设计完整版.docx

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带式运输机传动装置设计完整版

目  录

一、精密机械课程设计任务书.……………………………….2

二、精密机械课程设计说明书………………………………2

1传动方案拟定…………….……………………………….2

2电动机的选择……………………………………….…….2

3计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4

4运动参数及动力参数计算………………………….…….5

5传动零件的设计计算………………………………….….6

6轴的设计计算………………………………………….....12

7滚动轴承的选择及校核计算………………………….…18

8键联接的选择及计算………..……………………………22

9设计小结…………………………………………………..23

10参考资料目录……………………………………………..23

三、设计图纸…………………………………………26

河北联合大学

课程设计

所在学院

轻工学院

专业

冶金工程

学生姓名

学号

班级

开始时间

提交时间

指导教师

题目

带式运输机传动装置设计

题目性质

及来源

性质

□理论研究■应用研究□技术开发□其他

主要内容

设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器

传动简图如下：

原始数据：

数据编号

1

2

3

4

5

运输带工作拉力F/N

1100

1150

1200

1250

1300

运输带工作速度V/（m/s）

1.5

1.6

1.7

1.5

1.55

卷筒直径D/mm

250

260

270

240

250

数据编号

6

7

8

9

10

运输带工作拉力F/N

1350

1400

1450

1500

1600

运输带工作速度V/（m/s）

1.6

1.55

1.6

1.7

1.8

卷筒直径D/mm

260

250

260

280

300

工作条件：

一班制，连续单向运转。

载荷平稳，室内工作，有粉尘。

使用期限：

10年

动力来源：

三相交流电（220V/380V）

运输带速度允许误差：

±5%。

备注

设计计算说明书

一、传动方案拟定

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

（1）工作条件：

使用年限8年，工作为单班工作制，载荷平稳，环境清洁。

（2）原始数据：

输送带拉力F=1200N；带速V=1.7m/s；

滚筒直径D=270mm；滚筒长度L=500mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.885

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000η总）

=1200×1.7/（1000×0.885）

=2.305KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/（πD）

=60×1000×1.7/（π×270）

=120.25r/min

按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~20）×120.25=721.5~2405.01r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

因此有三种传支比方案：

如指导书P15页第一表。

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

其主要性能：

额定功率：

3KW，满载转速960r/min。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/120.25=7.98

2、分配各级传动比

（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=7.98/3=2.66

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

n0=n电机=960r/min

nI=n0/i带=960/2.66=360.9（r/min）

nII=nI/i齿轮=120.3（r/min）

nIII=nII=120.3（r/min）

计算各轴的功率（KW）

P0=P工作=2.305KW

P

=P0η带=2.305×0.96=2.2128KW

P

=P

×η齿×η承=2.10KW

P

=P

×η承×η联=2.10×0.98×0.99

=2.037KW

3计算各轴扭矩（N·mm）

4To=9550×P0/n0=9550×2.305×1000/960=22.93N·m

T

=9550×P

/n

=9550×2.2128×1000/360.9

=58.55N·m

T

=9550×P

/n

=9550×2.10×1000/120.3

=166.71N·m

TIII=9550×PIII/nIII

=9550×2.037×1000/120.3

=161.74N·m

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V选带截型

由课本P83表5-9得：

kA=1

PC=KAP=1×2.305=2.305KW

由课本P82图5-10得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为63~100mm

则取dd1=100mm>dmin=63

dd2=n1/n2·dd1=960/360.9×100=266mm

由课本P74表5-4，取dd2=270mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/270

=355.56r/min

转速误差为：

（n2-n2’）/n2=（360.9-355.56）/360.9

=0.0148<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

根据课本P84式（5-14）得

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（100+270）≤a0≤2×（100+270）

所以有：

259mm≤a0≤740mm

由课本P84式（5-15）得：

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

=2×500+1.57（100+270）+（270-100）2/4×500

=1595.35mm

根据课本P71表（5-2）取Ld=1600mm

根据课本P84式（5-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=500+（1600-1595.35）/2

=502.325mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30

=1800-（270-100）/×502.325×57.30

=1800-19.390

=160.610>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P1=0.97KW△P1=0.08KW

Kα=0.96KL=0.99

得

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=2.305/【（0.97+0.08）×0.96×0.99】

=2.38

（6）计算轴上压力

由课本表查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：

F0=[500PC/（ZV）]×（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×2.305/（3×5.03）]×（2.5/0.96-1）+0.1×5.032N

=125.05N

则作用在轴承的压力FQ，

FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×3×125.05sin（160.610/2）

=739.58N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据表选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

由式（6-15）

确定有关参数如下：

传动比i齿=3

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=3×20=120

实际传动比I0=60/20=3

传动比误差：

（i-i0）/I=（3-3）/3=0%<2.5%可用

齿数比：

u=i0=3

由表取φd=0.9

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.1/120.3

=166708.23N·mm

（4）载荷系数k

取k=1

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH由课本查得：

σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa

由课本P133式6-52计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×120.3×8×365×10

=2.11×108

NL2=NL1/i=2.11×108/3=7.03×107

由课本查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=0.92ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa

=343Mpa

故得：

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=76.43[1×166708.23×（3+1）/0.9×3×3432]1/3mm

=97.8mm

模数：

m=d1/Z1=97.8/20=4.98mm

根据课本表取标准模数：

m=5mm

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=5×20mm=100mm

d2=mZ2=5×60mm=300mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×100mm=90mm

取b=90mmb1=90mm

（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=90由表6-9相得

YFa1=2.80YSa1=1.55

YFa2=2.28YSa2=1.69

（8）许用弯曲应力[σF]

[σF]=σFlimYSTYNT/SF

由设计手册查得：

σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa

YNT1=0.88YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=2kT1/（bm2Z1）YFa1YSa1

=2×1×166708.23/（90×52×20）×2.8×1.55Mpa

=32.16Mpa<[σF]1

σF2=2kT1/（bm2Z2）YFa1YSa1

=2×1×166708.23/（90×52×60）×2.28×1.69Mpa

=9.52Mpa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=5/2（20+60）=200mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/（60×1000）=3.14×100×120.3/（60×1000）

=0.63m/s

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据设计手册例题，并查表10-2，取c=115

d≥115（2.2128/360.9）1/3mm=21.05mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=21.05×（1+5%）mm=22.10

∴选d=23mm

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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：

d1=23mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=23+2×2×1.5=29mm

∴d2=29mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，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，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=41mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：

（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=100mm

②求转矩：

已知T2=58554.28N·mm

③求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d2=58554.28/50=1171.09N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=1171.09×tan200=426.24N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=50mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=213.12N

FAZ=FBZ=Ft/2=585.55N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=213.12×50=10.656N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=585.55×50=29.2775N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（10.6562+29.2782）1/2=31.156N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=58.55N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[31.1562+（1×58.55）2]1/2=66.32N·m

（7）校核危险截面C的强度

σe=Mec/（0.1d33）=66.32/（0.1×413）

=9.62MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据设计手册表取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（2.168/76.4）1/3=35.08mm

取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=300mm

②求转矩：

已知T3=271N·m

③求圆周力Ft：

Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N

（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（16.12+44.262）1/2

=47.1N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[47.12+（1×271）2]1/2

=275.06N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×453）

=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=458.2r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

轴承内部轴向

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N

（3）求系数x、y/

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本表得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本表取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/458.2×（1×23000/750.3）3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=569.1N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

根据课本表得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据表取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=3

根据手册7207AC型轴承Cr=30500N

根据课本表得：

ft=1

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/76.4×（1×30500/1355）3

=2488378.6h>48720h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N·mh=7mm

得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·m

查手册P51选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm

查手册P51选用A型平键

键16×10GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

1

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。