毕业设计论文带式运输机传动装置的设计精品.docx

1、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=4000N2、 运输带速度 V=0.753、 滚筒的计算直径D=300mm4、 总体布置简图三、选择电动机电动机已经标准化.系列化。

2、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FVPw 1000 w电动机至工作机间的总效率为:其中1 2 3 4 5 6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=0.970 2 = 0.973 3=0.975 4 = 0.977 5 = 0.979 6=0.980则： w=0.97 (0.973)3 0.9752 0.977 0.979 0.980 = 0.80所以：Pd= FV =4000N 0.75

3、m/s=3.75kw1000 w 1000 0.803、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=24， 单级齿轮传动比i2=35，则合理总传动比的范围为i =620，故电动机转速的可选范围为：nd =i nw=(6 20) 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 =2.2k

4、w，满载转速为n 940 r/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-62.27509404、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19.68nw 47.77取带i 3.94 ;齿轮i 5四、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R Pd i= 3.75 0.97 3.64kwPll Pl 2 3 3.64 0.973 0.975 3.45kwRii Ri2 4 3.450.9730.9773.28kw各轴输入转矩Td9550 Pd95

5、50 37538.1 N mnm940TiTd i 0 138.1 3.940.97145.61TiiTi i1 23 690.68TiiiTil 24 690.68 0.9730.977632.28轴名参数电动机轴I轴H轴卷筒轴转速 n/ (r/min)940238.7547.7147.71输入功率P/kW3.753.643.453.28输入转距T/（N m）38.1145.61690.68632.28传动比13.9451效率0.970.940.94四、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

6、：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 Ped 3.57kw 带传动比 i1 3.94 nm 940r/min2、 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PC KAP式中Ka为工作情况系数，查表得Ka 1.1Pc Ka P 1.1 3.75Kw 4.125Kw3、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Pc 4.125kw n1 940r/m选择A型普

7、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dd1 110mm且dd1n1 ddd1n2大带轮基准直径为dd29403.94所以dd2n2238.579r / min940110mm 433.399mm238.579根据表8.3选取标准值dd2 425m则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为dmin 75mmi = dd 2dd1篇 3.86m 940 n2 - r /min 243.52r / mini 3.861.976%从动轮的转速误差率为：425 433399 100% 425在5%以内，为允许值。5、验算带速：v 110 940 5.41160 1000带速

8、在525m/s范围内6、确定带的基准长度Ld和实际中心距a0.7(dd1 dd2) a。 2(dd1 d d2)0.7 560 a0 2 5602 500 (1102由表8.4选取基准长度Ld4a(450 110)2 “450) 1937 mm4 5002000mmLd L。 2000 1937、(500 )mm2 小中心距a的变动范围为amin a 0.015Ld (531.5 0.015 2000)mm =501.5mm amax a 0.03 Ld (531.5 0.03 2000) mm 591.5mm7、校验小带轮包角a1a1 180 空一 X57.3 180a450 11057.3

9、591.5147.063120&确定V带根数zPc PczPo (Po Po)KaKL根据dd1 110mm、n_! 940r/min查表8.10，用内插法可得1 18 1 00 Po 1.00 (940 800) 1.14kw980 800功率增量P0为P0 Kbn1丄)Ki由表 8.18 查得 Kb 1.0275 10 3根据传动比i 4.09,查表8.19得Ki 1.1373，则Ka 0.93，得普通V带根数=（签1）010 （5.144）2 N=228.2486N由式（8.20 ）可得作用在轴上的压力Fq为Fq 2Fzs in -2147 0632 228.2486 3sin N 12

10、52.82N210、设计结果选用3根A-2000GB11544-89带，中心距a 531.5mm，带轮直径 dd1 110m,dd2 450mm,轴上压力 Fq 1252.82N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=810,作此限制主要为 避免外廓尺寸过大。原始数据：P 3.64kw nI 238.75r/min i1 5 TI 145.61 103 N MM1、选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调制，硬度为220250HBS大齿轮选用45钢正火, 硬度为170210HBS因为是普通减速器、由表10.21选8级精度，要求 齿面粗糙度Ra 3.2 6.3 m。2、按齿

11、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 : Ti 145.61 103 N MM2） 载荷系数：查表10.11取 1.13） 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2 101。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d 14） 许用接触应力h由图10.24查得H lim1 560 a， H lim 2 530 a由表10.10查得Sh 1由表10.3取标准模数m 3mm（3）主要尺寸计算d1 mz1 3 20mm 60mmd2 mz2 3 101mm 303mmb d d

12、1 1 60mm 60mm经圆整后取 b2 60mm , b1 b2 5mm 65mm1 1a m(z1 z2) 2.5(20 101)mm 126.25mm2 23、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 Yf1 2.65，Yf2 2.18。2)应力修正系数丫$查表 10.14 得 YS1 1.59，YS2 1.80。3)许用弯曲应力f由图 10.25 查得 Fiim1 210 a， Fiim2 190 a。由表10.10查得Sf 1.3。由图 10.26 查得 Ynt1 YnT2 14、验算齿轮的圆周

13、速度5、设计结果齿轮直径(mm)宽度(mm)模数(mm)中心距小60603126大303653六、轴的设计1、1轴的设计（1） 原始数据：n 238.75讯 P 3.64kw T 145.61 103 N.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b 650MPa，再 由表14.2得许用应力 1b 60MP。（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 C 118107由式得 CH 107 118 3； 3.64 mm 26.53 29.26mm V n V 238.75将估算

14、直径加大 3%5%，取为27.32 30.13。有设计手册去标准直径 d1 30mm（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（外伸段）直径最小，d1 30mm ;轴段直径，d? 35mm ；轴段直径，d3 75mm ；轴段直径，d4 40mm ；轴段直径，d5 35mm3） 确定各轴段的长度轴段长度，11 18mm 轴段长度，12 63mm ，轴段长度 I3 40mm ，轴段长度 打18mm（5）轴的校核原始数据：L1 36mm， L2 121mm， L3 56 mm，作用在齿轮上的圆周力为： Ft 2TI /d 2 145.61 103/11

15、0 2647.N径向力为 Fr Ft tan20 2647.45 0.36 953N作用在轴2带轮上的外力Fq 1252.82NF 2V F r F1V 528 N2求水平面的支承反力:F2H Ft F1H 2647 1180 1467N3绘制垂直面弯矩图：Mqv F1Vl1 425 36 10 3 15.3Nm或 Mqv F2Vl2 528 121 10 3 63.89Nm4绘制水平面弯距图Mqh F1Hl1 1180 36 10 3 42.48Nm或 Mqh F2HI2 1467 121 10 3 177.51Nm5求合成弯距图： 由公式.M 2QV M2qh可得M q . M 2qv M

16、 2qh J15.32 42.482 45.15NmMa MaVMaH 、63.892 177.512 133.81Nm6求危险截面当量弯距：从图可见，m m处截面最危险，其当量弯距为：(取折合系数 0.6)Me mQ ( T)2 45.152 (0.6 145.61)2 98.34Nm7计算危险截面处轴的直径：因为材料选择 45#正火，查表得 b 650MPa，查表得许用弯曲应力M e 3 98.34 103 3 1b 60MPa，贝廿：d 3 e 3 3 2497.3 25.4mm.04 1b : 0.1 60因为d2 d3 d1 25.4mm d，所以该轴是安全的。12、轴II的设计(1

17、)原始数据： P功率 3.45kw n 47.71r/min T 690.68 103 N m压力角20，齿轮分度圆直径di 250mm(2)求作用在齿轮上的力2742.4NF 2T1 2 690.68 103t d? 50径向力 Fr Ft tan 2742.4 tan20 998.23(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b 650MPa，再 由表14.2得许用应力 1b 60MP(4)按扭转强度估算轴径根据表 14.1 得 C=118107.按扭转强度估算轴的最小直径d C3 PV

18、n查表取C 107 118,所以 d C3卢 (107118) (44.649.2)mmn 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45.951.66mm,由设计手册取标准直径 5 d1 50mm(5)设计轴的结构并绘制结构草图1 1 _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

19、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、轴段、轴段如上图所示，轴段的直径d1 50mm轴段的直径d2 60mm轴段的直径d3 70mm轴段的直径d4 60mm轴段的直径d5 45mm3）确定各轴段的长度轴段的长度为li 18mm轴段的长度为l2 25m轴段的长度为l3 68mm轴段的长度为l3 18mm轴段的长度为l3 10mm（6）轴的校核原始数据：L1 47 mm , L2 121mm , L3 52 mm ,按弯扭合成强度校核轴径1） 求垂直面的支承反力：l2Fr 121F1V 2 r 998.23 719Nl1

20、 l2 168F2V Fr F1V 998 719 279 N2） 求水平面的支承反力：l2Ft 121F1H 2742.4 1975 NI1 I2 168F2H Ft F1H 2742.4 1975 767 N3） 绘制垂直面弯矩图M av F1VI1 719 47 10 3 33.79Nm或 Mav F2VI2 279 121 10 3 33.79Nm4） 绘制水平面弯矩图M aH F1HI1 1975 47 10 3 92.83 Nm或 MaH F2HI 767 121 10 3 92.83Nm5） 求合成弯距图：考虑最不利的情况，由公式 M %M 2qh可得Mq ； M 2qv M2q

21、h . 33.792 92.832 98.79NmMa MaV MaH 、33.792 92.832 98.79Nm6） 求危险截面当量弯距：从图可见，m m处截面最危险，其当量弯距为：（取折合系数 0.6 ）Me mQ （ T）2 .98.792 （0.6 690.68）2 426Nmb 650MPa，查表得许用弯曲应力3 426 1033 41.4mm, 0.1 607） 计算危险截面处轴的直径： 因为材料选择 45#正火，查表得 1b 60MPa，则：d M e.04 1b因为d3 d2 di 41.4mm d，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

22、名称符号齿轮减速器箱体壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度bi12箱座凸缘厚度b12箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df17.625地脚螺钉数目n4轴承旁边连接螺栓直径di13.22盖与座连接螺栓直径d210.58连接螺栓d2的间距l180轴承端盖螺钉直径d38.81检查孔盖螺钉直径d47.05定位销直径d8.464df、di、d2至外箱壁距离Ci20df、d2至凸缘边缘距离C218轴承旁凸台半径R18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I145齿轮顶圆（蜗轮外圆）与 内箱壁间的距离115齿轮（锥齿轮或蜗轮轮 毂）端面与内箱壁间的距 离210箱盖、箱

23、座肋厚m1、 mm1 7, m2 7轴承端盖外径D29598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ML M8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M18 1.5螺塞。（3） 油标选用M

24、12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 （0.70.8） d2,d2为箱体连接螺栓的直径，其长 度就大于箱

25、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Cr 40800N，基本额定静载荷C0r 24000 N。F1r 1428N;F1t 3750N;F1a 0NF2r 605N; F2t

26、1512.5N; F2a 0N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 14282 37502 N 4012.7N所受的轴向力 Fa 0N它们的比值为空0Fr查表得，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时空e。Fr2） 计算当量动载荷P, P fp（XFr YFa）按表，X=1, Y=0按表，fP 1.0 1.2，取 fP 1.2。则P 1.2 （1 4012.7 0）N 4815N算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为 Lh 8 10 300 24000h6 6由公式得 Lh CL） 10 （迴）3h

27、 42471h 24000h60nI P 60 238.75 4815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Cr 22000N，基本额定静载荷Cr 16200N。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为F1r 1663N;F1t 4158N;F1a ONF2r 454N; F2t 1135N;F3a ON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 . 16632 4542N 1724N所受的轴向力 Fa O

28、N它们的比值为空0Fr查表得，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时空e。Fr2) 计算当量动载荷P, P fp(XFr YFa)按表，X=1, Y=0按表，fP 1.01.2，取 fP 1.2。则P 1.2 (1 1724 0)N 2069N算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为 Lh 8 10 300 24000h6 6由公式得 Lh CL) 10 ( 000)3h 419977h 24000h60n“ P 60 47.71 2069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 100120MPa ,取平 均值，p 110MPa。键的工 作长度l=L-b=54mm-18m