带式运输机传动装置机械设计课程设计--设计带式运输机传动装置.doc

1、计算说明书 设计题目: 设计带式运输机传动装置 过程装备与控制工程 专业 2 班 目 录设计任务书-3传动装置总体设计方案-5电动机的选择-6计算传动装置的总传动比和分配传动比-7计算传动装置的运动和动力参数-8齿轮的设计-10减速器机体结构尺寸18轴、滚动轴承、键的设计与校核-19联轴器选择-34润滑与密封-34减速器附件的选择-35设计总结与心得体会-36 参考文献-36 机械设计课程设计任务书班级：装控 姓名： 设计题目：设计 带式运输机 的传动装置传动简图：原始数据：运输带工作拉力F= 1800 N运输带工作速度v= 1.2 m/s卷 筒 直 径 D= 425 mm工作条件：连续单向运

2、转，载荷平稳，空载起动，使用期8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%。设计工作量：1.减速器草图1张； 2.减速器装配图1张； 3.设计说明书1份。设计计算内容计算及说明计算结果一传动装置总体设计方案。二、电动机的选择1）选择电动机的类型2）确定电动机的功率三、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比(2)分配传动比四、计算传动装置的运动和动力参数1） .各轴的转速2）.各轴的输入功率 3）.各轴的输入转矩六、 齿轮的设计1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数2）.初步设计齿轮主要尺寸3).齿面接触疲劳强度计算4）校核轮齿弯曲疲劳强度5）确定传动主要尺寸1）选定齿轮类型

3、，精度等级，材料及齿数2）.初步设计齿轮主要尺寸3).齿面接触疲劳强度计算4）校核轮齿弯曲疲劳强度5）确定传动主要尺寸七、减速器集体结构的尺寸八、轴的设计1 输出轴的设计计算1） 材料的选择2）按扭转强度估算轴径2）、校核该轴和轴承：3）、轴承寿命校核：2、中间轴的设计3、从动轴的设计联轴器的选择九、润滑方式和密封方式十、其他有关数据一. 设计步骤1.传动装置总体设计方案本组设计数据：第一组数据：运送带工作拉力F/N 1800 运输带工作速度v/(m/s) 1.2 卷筒直径D/mm 425 。1）外传动机构为V带传动。2）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。3) 方案简图如上图4）该方案的优缺点

4、：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分二级圆柱齿轮减速，这是二级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。（1）选择电动机的类型： 按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机；（2）电动机容量的选择1）工作机所需功率Pw PwFv/1000 =18001.2/1000=2.16KW2）电动机

5、的输出功率PdPw/ kW其中：带传动效率：0.95每对滚子轴承的传动效率：0.997级精度圆柱齿轮的传动效率：0.98齿形链：0.96弹性联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96则总的效率：=0.95PdPw/=2.09/0.80=2.7kW从表19-1中可选出额定功率为3kw的电动机。（3）确定电动机转速：卷筒轴的工作转速为：按推荐的合理转动比范围，取V带转动的转动比，单级齿轮传动比，链传动比，则合理总转动比的范围，故电动机转速可选范围为：符合这一范围的同步转速有1000、1500，再根据计算出的容量，由附表查出有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况如下表：方案电动

6、机的型号额定功率电动机转速同步转速满载转速1Y132S-6310009602Y100L2-4315001430综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及带传动和减速器的传动比，比较两个方案可知：方案1电动机转速低、外廓尺寸及重量大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。方案2比较适中、合理。因此选定电动机型号为Y100L2-4。所选定电动机的额定功率，满载转速，总传动比适中，传动装置较紧凑。电动机的主要安装尺寸和外形如下表：中心高 外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD 100380 285 245160 140

7、 1228 6087三.计算传动装置的总传动比并分配传动比(1).总传动比为 (2).分配传动比 传动比分配：若取 齿轮各级传动比的分配： 1).各轴的转速 输入轴 中轴 输出轴 卷筒轴 2).各轴的输入功率 I轴：轴：轴：轴：3）.各轴的输入转矩：I轴 II轴轴：IV轴：将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴序号功 率P/ kw转 速n/(r/min)转 矩T/N.m轴2.5465037.32 轴2.46 245.2895.74轴2.39129.48 176.28轴2.2553.95398.29六、齿轮的设计高速轴齿轮设计料：高速级小齿轮选用40Cr调质处理，齿面硬度为260HBW。高速级大

8、齿轮选用45钢调质，齿面硬度为230HBW,精度7极。取； 查课本第77页表4.19-3、4.21-3得：=600Mpa, =450Mpa；=710Mpa, =580Mpa；查课本表4-10得：。=1.1, =1.25； =2.62 查图4.20， 查图4.22, 查图4.23，得： =( / ) =( / )计算工作转矩：T1=9550000P1/n1=95500002.54/650= 37318（2）初步计算小齿轮直径，得查表4-8，取=84, 查表4-7齿宽系数=1取=47mm则齿宽b=47mm取(3)按齿面接触疲劳强度设计，得因工作机有中等冲击。查表4-4得=1设计齿轮精度为7级，v=

9、查图4.9取=1.1齿轮非对称布置，=1；查表4.12取=查表4-5取=1.5 K=11.11.051.5=1.74（4）计算齿面接触应力：查图4.14得查表4-6得=189.8取取=47mm取4）校核轮齿弯曲疲劳强度由图4.18查得，；查图4.16得，;因= 1.66 ，所以得取由式（4.22）得，大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求5.确定传动主要尺寸47mm校正角低速轴齿轮设计料：低速级小齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度为240HBW。低速级大齿轮选用45钢正火处理，齿面硬度为210HBW,精度8极。取； 查课本第77页表4.19-3、4.21-3得：=560Mpa, =440Mpa；=600M

10、pa, =460Mpa；查课本表4-10得：。=1.0, =1.25； =1.91 查图4.20， 查图4.22, 查图4.23，得：3).齿面接触疲劳强度计算（1）计算工作转矩：N.mm（2）初步计算小齿轮直径，得查表4-8，取：,查表4-7齿宽系数 取则齿宽取 (3)按齿面接触疲劳强度设计，得因工作机有中等冲击。查表4-4得=1.0设计齿轮精度为8级，v=查图4.9取=1.05齿轮非对称布置，=1；查表4.12取=查表4-5取=1.5 K=1.01.051.051.5=1.66（4）计算齿面接触应力：查图4.14得查表4-6得=189.8取取=62mm取4）校核轮齿弯曲疲劳强度由图4.18

11、查得，；查图4.16得，;因= 1.66 ，所以得取由式（4.22）得，大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求5.确定传动主要尺寸62mm校正角七、 减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联结螺栓直径0.7512盖与座联结螺栓直径=（0.50.6）8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8窥视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6吊环螺钉查手册表101020，至外箱壁的距离查表4415，至凸缘边缘距离查表4112外箱壁至轴承端面距离=+（58）33大齿轮顶圆与内箱壁距离1.210齿轮端面与内箱壁距

12、离10箱盖，箱座肋厚8轴承端盖外径+（55.5）79（1轴）79（2轴）90（3轴）1、高速轴设计：1）、材料：选用45号钢调质处理。查课本表6-3取=35Mpa, C=110。各轴段直径的确定：根据课本式6.2mm 式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数得：=17.33mm查设计课本当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。所以将轴径增大5%，再圆整。所以取=20mm， L1=25mm。取24mm，查课程设计课本30页结合计算得= m+e+2=58mm。取25mm，查课程设计课第134页表11-3,选用7005C轴承,得轴承宽度

13、为b=12mm, 所以取=25mm，=36mm。取30mm,因为要与中间轴中小齿轮相对齐，所在取，=96mm。=32mm，为小齿轮宽度，即=47mm为轴肩直径，其值要比装轴承的直径段大，所以取=35mm，取8mm 为装轴承和轴套段，取=25mm，=44mm 2）、校核该轴和轴承：L1=25mm，=58mm，=12mm，=96mm， =47mm，=8mm，=12mm，作用在齿轮上的圆周力为：=237.321000/47=1588N径向力为=1588tan20cos11.60=590N 求垂直面的支反力：=(58590)/(25+58)=412.29N=590-412.29=177.71N求垂直弯

14、矩，并绘制垂直弯矩图：=177.7158/1000=10.31N.m=412.2925/1000=10.31 N.m求水平面的支承力：由得=581588/(25+58)=1109.69N=1588-1109.69=478.31N求并绘制水平面弯矩图：=1109.6925/1000=27.74N.m=478.3158/1000=27.74 N.m求F在支点产生的反力：=361800/(25+58)=780.72N=780.72+180000=2580.72N求并绘制F力产生的弯矩图：=180036/1000=64.8N.m=780.7296/1000=74.95N.mF在a处产生的弯矩：=780

15、.7296/1000=74.95N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。=74.95+ =104.54N.m=74.95+=104.54N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）=106.96N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第127页表6-1得，许用弯曲应力，则：mm因为=30mmd，所以该轴是安全的。3）、轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本166页表7-7,10取取按最不利考虑，则有：=+780.72=1964.53N=+2580.72=3090.98N则=8.37年8年因此所该轴承符合要

16、求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下：5）、键的设计与校核: 由课本148页表6-6可查的,由于公称直径d=20mm,在1722范围内，故轴段上采用键：66, 采用A型普通键:键校核.为L1=25mm,综合考虑取=20得=437.321000/(20206)=62.2Mpa所以，所选键为： bhl:6620在齿轮轴上的键，由于公称直径为d=30mm，在2230范围内，故轴段上采用键：87, 采用A型普通键:键校核.为L3=36mm,综合考虑取=30得=437.321000/(20307)=35.54Mpa所以，所选键为： bhl:87302、 中间轴的设计：1）、材料：选用45号钢调质处理。查课

17、本表6-3取=35Mpa, C=110。各轴段直径的确定：根据课本式6.2mm式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数得：=23.72mm取=25mm ，因为段要装配轴承，所以查课程设计课本第134页表11-3，选用7005C轴承，取L1=40mm。定位低速级小齿轮,所以取=30mm，L2=62mm。定位高速级大齿轮，取=36mm, =8mm。段要装配高速级大齿轮=30mm , =42mm装配轴承所以查课程设计课本第134页表11-3，选用7005C轴承， =25mm，=40mm。校核该轴和轴承：作用在2、3齿轮上的圆周力：=295.741000/30=6382.67N =2176.281000/36=9793.33N径向力：=6382.670.364=2323.29N=9793.330.364=3564.77N求垂直面的支反力:=-3564.778+2323.29(62+8)/(40+62+8)=-1219.20N=3564.77-1219.20-2323.29=22.28N计算垂直弯矩：=1219.2040/1000=48.77N.m=1219.20(40+62)/1000-2323.296