带式运输机传动装置课程设计.docx
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带式运输机传动装置课程设计
河北联合大学
课程设计
题目带式运输机传动装置课程设计
学生姓名
学号
学院
专业
指导教师
二Ｏ一二年六月
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/
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