带式运输机传动装置设计.docx

目 录一. 课程设计书设计课题: 带式运输机传动装置设计已知条件:1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35C；2）使用折旧期：8年3）检修间隔期：四年大修一次，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差：56） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。题号参数12345678910运输带工作拉力F/N1500220023002500260028003300400045004800运输带工作速度v（m/s）1.11.11.11.11.11.41.21.61.81.25卷筒直径D/mm220240300400220350350400400500二、设计任务量1）完成手工绘制减速器装配图1张（A1）；2）完成CAD绘制零件工图2张（轴、齿轮各一张），同一组两人为不同级齿轮和轴；3）编写设计计算说明书1份。三. 设计步骤1）、传动方案拟定；2）、电动机选择；3）、计算总传动比并分配各级传动比；4）、运动参数和动力参数的计算；5）、传动零件的设计及计算6）、轴的设计计算； 7）、滚动轴承的选择和校核计算；8）、键联接的选择及校核计算；9）、减速器箱体、箱盖及附件的结构设计；10）、润滑与密封；11）、设计小结；12）、参考资料。1、传动方案拟定；1）. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2）. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3）. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 图一:(传动装置总体设计图)2、电动机选择；1).工作机有效功率 2).查各零件传动效率值V带,，轴承 ，齿轮(7级精度) , 联轴器（弹性） , 滚筒 =1233245=0.950.9930.9820.990.960.874143).电动机输出功率4).工作机转速经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）76.431222.8812228.8 r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y1 32S4的三相异步电动机，额定功率为5.5 kw额定电流11.6A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。电动机中心高H=132mm，外伸轴段DE=38mm80mm。3、计算总传动比并分配各级传动比；1)、 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/76.43=18.842）、 分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为18.84/2.3=8.19根据各原则，查图得高速级传动比为3.25则2.524、运动参数和动力参数的计算各轴转速各轴转速 1440/2.3626.09r/min626.09/3.25192.64 r/min/192.64/2.52=76.44 r/min =76.44 r/min各轴输入功率4.660.95=4.43 kW24.430.990.98=4.30 kW24.300.990.984.17 kW24=4.170.990.994.09 kW各轴输入转矩电动机轴输出转矩：=9550 =95504.66/1440=30.9 Nm所以: =30.92.30.95=67.52Nm=67.523.250.950.99=206.38 Nm=206.382.520.990.98=504.58Nm=504.580.980.99=489.54Nm带式传动装置的运动和动力参数 轴序号功率P/kw转速n/（r/min）转矩T/Nm传动形式传动比效率04.66144030.9带传动2.30.95I4.43626.0967.52齿轮传动3.250.97II4.30192.64206.38齿轮传动2.520.97III4.1776.44504.58联轴器1.00.99IV4.0976.44489.545、传动零件的设计及计算1、带传动的设计：1.1 带传动类型的选择由于V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，大多数V带已标准化，且普通V带用于载荷不大和带轮直径较小的场合，符合所要求的工作和生产的条件，所以选择普通V带为外传动零件。1.2 V带带型的选择：传动装置工作实行两班制, 计算及说明:根据课本8-8 （机械设计），查得工作情况系数已知所需传递的额定功率，即电动机的额定功率 =5.5kw所求的计算功率pca=PdKA=6.05 kw已知小带轮转速,即电机轴的转速1440 r/min. 根据课本图8-11，选取窄V带SPA带型1.3 确定带轮的基准直径 和验算带速v1.3.1初选小带轮的基准直径 根据课本表8-7课本表8-9，初选小带轮的基准直径dd1=112mm1.3.2验算带速v V=dd1n1601000=1121440601000 ms=8.44 ms符合530m/s带速1.3.3计算大带轮的基准直径 由于(8-15a) 式 ，计算大带轮基准直径：dd2=i0dd1=2.3112=258mm 根据表8-9，取标准值为dd2=250mm.1.4 确定中心距a,并选择V带的基准长度 Ld1.4.1 初定中心距 a0=800mm 根据式(8-22) ，计算带所需的基准长度得：Ld02a0+2dd1+dd2+dd1-dd224a0 =2800+2112+250+250-11224800mm 2174mm由表8-2选带的基准长度Ld=2200mm1.4.2 计算相应的带长 根据课本表8-23，计算实际中心距aaa0+Ld-Ld02=800+2200-21742mm=813mm 由式（8-24），中心距变化范围,767866mm1.5 验算小带轮上的包角 1180-dd2-dd157.3a=180-250-11257.3813170120 符合要求。1.6 确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1=112和nm=1440rmin,查表8-4得P0=1.608kw。根据nm=1440rmin，i0=2.3和A型带，查表8-5得P0=0.17kw。查表8-6得K=0.98，表8-2得KL=1.06，于是Pr=P0+P0KKL=1.608+0.170.981.06kw=1.85kw计算带的根数zz=PcaPr=6.051.853.27取4根。1.7 确定单根V带的初拉力 F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kgm,所以F0=500(2.5-K)2PcaKzv+qv=500（2.5-0.98）6.050.9848.44+0.1058.44N=146N1.8 计算压轴力FP FP=2zF0sin12=24146sin1702N=1164N1.9 带轮设计 材料选用HT200 结构形式：根据 ，小带轮采用实心式结构1.10主要结论选用A型普通V带4根，带基准长度Ld=2200mm，带轮基准直径dd1=112mm，dd2=250mm，中心距控制在a=767866mm,单根带初拉力F0=146N,总压轴力FP=1164N.2、高速级齿轮传动的设计计算2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数、螺旋角（1）根据所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动（2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用7级精度。（3）材料选择: 小齿轮的材料为45Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，两齿轮硬度差控制为40HBS （4）齿数的初选考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些取z1=24,z2=i1z1=78（5）压力角取202.2按齿面接触强度设计（1） 由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1d+1（ZHZEZH）确定公式内的各计算数值 1)初选 KHt=1.3 2)计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1n1=9.551064.43626.09=6.757104Nmm3)由表10-7选取齿宽系数4) 由图10-20查得区域系数ZH=2.55)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1cos/(z1+2ha*)=arccos24cos20/（24+21）=29.841a2=arccosz2cos/(z2+2ha*)=arccos78cos20/（78+21）=23.623=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=24tan29.841-tan20+78（tan23.623-tan20）2=1.712Z=4-3=4-1.7123=0.8737)计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮得接触疲劳极限分别为Hlim1=600 MPa，Hlim2=550 MPa由式（10-15）计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60626.091283008=1.443109N2=N1i1=1.4431093.25=0.444109由图10-23查取解除疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得H1=KHN1Hlim1s=0.96001=540 MPaH2=KHN2Hlim2s=0.955501=523 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=523 MPa计算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1d+1（ZHZEZH）=321.36.75710413.25+13.252.5189.80.8735232mm=52.430mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v=d1tn1601000=52.430626.09601000 ms=1.72ms 齿宽bb=dd1t=152.430mm=52.430mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据=1.72ms，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.08 齿轮的圆周力 Ft1=2T1d1t=26.75710452.430N=2.577103N KAFt1b=12.577103/52.430=49.2N/mm100Nmm,查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.417，结合b/h=9.37查图10-13，得KF=1.29则载荷系数为KF=KAKVKFKF=11.061.11.29=1.503)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=1.71931.501.3 mm=1.80mm所以取m=2mm，z1=d1m=58.8672=29.43 取z1=31，则z2=1012.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=312mm=62mmd2=z2m=1012mm=202mm（2）计算中心距a=d1+d22=62+2022 mm=132mma=d1+d22=62+2022 mm=132mm(3)计算齿轮宽度b=dd1=162mm=62mm为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510)mm即b1=b+510mm=6772mm 取b1=70mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽b2=b=62mm2.5圆整中心距后的强度校核(1)齿面接触疲劳强度校核由式(10-10)的各参数H=2KHT1dd13u+1uZHZEZ=21.846.75710416233.25+13.252.5189.80.873=484MPaH齿面接触疲劳强度满足要求。（2）齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-6）中的各参数F1=2KFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=20.88446.7571042.651.580.688123312 MPa=45MPaF1F2=2KFT1YFa2Ysa2Ydm3z12=20.88446.7571042.231.760.688123312MPa=42MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。3、低速级齿轮传动的设计计算2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数、螺旋角（1）根据所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动（2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用7级精度。（3）材料选择: 小齿轮的材料为45Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，两齿轮硬度差控制为40HBS （4）齿数的初选考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些取z1=30,z2=i2z1=75.6，取z2=76（5）压力角取202.2按齿面接触强度设计（1） 由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1d+1（ZHZEZH）确定公式内的各计算数值 1)初选 KHt=1.3 2)计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P2n2=9.551064.30192.64=2.132105Nmm3)由表10-7选取齿宽系数4) 由图10-20查得区域系数ZH=2.55)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1cos/(z1+2ha*)=arccos30cos20/（30+21）=22.241a2=arccosz2cos/(z2+2ha*)=arccos76cos20/（76+21）=23.709=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=30tan22.241-tan20+76（tan23.709-tan20）2=1.124Z=4-3=4-1.1243=0.9797)计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮得接触疲劳极限分别为Hlim1=600 MPa，Hlim2=550 MPa由式（10-15）计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60192.641283008=0.444109N2=N1i1=0.4441092.52=0.176109由图10-23查取解除疲劳寿命系数KHN1=0.94，KHN2=0.96取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得H1=KHN1Hlim1s=0.946001=564 MPaH2=KHN2Hlim2s=0.965501=528 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=528 MPa计算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1d+1（ZHZEZH）=321.32.13210512.52+12.522.5189.80.9795282mm=84.312mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v=d1tn1601000=84.312192.64601000 ms=0.85ms 齿宽bb=dd1t=184.312mm=84.312mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据=0.85ms，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.03 齿轮的圆周力 Ft1=2T1d1t=22.13210584.312N=5.057103N KAFt1b=15.057103/84.312=59.98N/mm100Nmm,查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.427，结合b/h=13.33查图10-13，得KF=1.40则载荷系数为KF=KAKVKFKF=11.021.11.40=1.573)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=2.16231.571.3 mm=2.3mm所以取m=3mm，z1=d1m=93.0943=31.03 取z1=32，则z2=812.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=323mm=96mmd2=z2m=813mm=243mm（2）计算中心距a=d1+d22=96+2432 mm=169.5mm圆整中心距a=170m(3)计算齿轮宽度b=dd1=196mm=96mm为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510)mm即b1=b+510mm=101106mm 取b1=102mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽b2=b=96mm2.5圆整中心距后的强度校核(1)齿面接触疲劳强度校核由式(10-10)的各参数H=2KHT1dd13u+1uZHZEZ=21.752.13210519632.52+12.522.5189.80.979=504MPaH齿面接触疲劳强度满足要求。（2）齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-6）中的各参数F1=2KFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=21.572.1321052.651.580.917133322 MPa=93MPaF1F2=2KFT1YFa2Ysa2Ydm3z12=21.572.1321052.231.760.917133322MPa=87MPa1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）