带式运输机传动装置课程设计.doc

带式运输机传动装置课程设计

20
2020年5月29日
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(课程设计)
题 目 带式运输机传动装置设计
学生姓名

学 号

学 院 信息与控制学院

专 业 测控技术与仪器

指导教师 张 永 宏

二Ｏ一一 年 六 月

目
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

精密机械课程设计任务书
班级 姓名

设计题目:带式运输机传动装置设计
布置形式: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
6
7
8
9
10
运输带工作拉力F/N
1100
1150
1200
1250
1300
1350
1400
1450
1500
1150
运输带工作速度V/(m/s)
1.5
1.6
1.7
1.5
1.55
1.6
1.55
1.6
1.7
1.8
卷筒直径D/mm
250
260
270
240
250
260
250
260
280
300
数据编号
11
12
13
14
15

运输带工作拉力F/N
1600
1650
1700
1750
1800

运输带工作速度V/(m/s)
1.5
1.6
1.7
1.6
1.8

卷筒直径D/mm
260
280
300
250
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:
动力来源:三相交流电(220V/380V)
运输带速度允许误差:±5%。

最终提交的文件(全部为Word电子文件)包括:
l 精密机械课程设计任务书(一份);
l 精密机械课程设计说明书(一份);
l 设计图纸(两张零件图—大齿轮以及与大齿轮相连的轴)。

要求完成日期:本学期结束前

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:运输带工作拉力F=1500N;带速V=1.7m/s;
滚筒直径D=280mm;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
=1500×1.7/(1000×0.885)
=2.88KW
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×280)
=115.96r/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=3~6。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)×115.96=695.8~2319.2r/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:因此有三种传支比喻案: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Y132M-4。
其主要性能:额定功率:4KW,满载转速1440r/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=1440/115.96=12.42
2、分配各级传动比
（1） 据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=6(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=12.42/3=4.14
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电机=1440r/min
nII=nI/i带=1440/4.14=347.83(r/min)
nIII=nII/i齿轮=347.83/3=115.94(r/min)
2、 计算各轴的功率(KW)
PI=P工作=Pmηc=5.5×0.95=5.23KW
PII=PI×ηr×ηg=5.23×0.96=5.02KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=5.02×0.98×0.96
=4.87KW
3计算各轴扭矩(N·mm)
4 To = 9550×Pm/Nm = 9550×5.5/1440 =36.48Nmm
TI=9550×PI/nI=9550×5.23/1440
=34.69N·m
TII=9550×PII/nII
=9550×5.02/321.43
=149.15N·m
Tw=9550×PW/nW=9550×4.87/107.14
=434.09N·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=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
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75~100mm
则取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm
由课本P74表5-4,取dd2=200mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
转速误差为:n2-n2’/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<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
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)
因此有:210mm≤a0≤600mm
由课本P84式(5-15)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根据课本P71表(5-2)取Ld=1400mm
根据课本P84式(5-16)得:
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-200-100/462×57.30
=1800-12.40
=167.60>1200(适用)
(5)确定带的根数
根据课本P1=0.95KW △P1=0.11KW
Kα=0.96 KL=0.96
得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96
=3.99
(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
=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N
=158.01N
则作用在轴承的压力FQ,
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2
=1256.7N
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,因此齿轮采用软齿面。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=6
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差:i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齿数比:u=i0=6
由表 取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2
=50021.8N·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=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108
由课本查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=0.92 ZNT2=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[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=48.97mm
模数:m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根据课本表 取标准模数:m=2.5mm
(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=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齿宽:b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由设计手册查得:
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
YNT1=0.88 YNT2=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=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/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
=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa
=77.2Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa
=11.6Mpa< [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)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/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 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm

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=22mm 长度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
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,经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II段长:
L2=(2+20+16+55)=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得:c=1.5 h=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=50mm
②求转矩:已知T2=50021.8N·mm
③求圆周力:Ft
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称,因此: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=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
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=182.05×50=9.1N·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=500.2×50=25N·m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=48N·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
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N·m
(7)校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [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,能够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=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1N FA2=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<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本表 取f P=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=0 FR=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=FS2 Fa=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<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
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=1355 ε=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A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N·m h=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=35mm L3=48mm T=271N·m
查手册P51 选A型平键
键10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=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=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手册P51 选用A型平键
键16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

F=1500N
V=1.7m/s
D=280mm
L=500mm

n滚筒=76.4r/min
η总=0.8412
P工作=2.4KW

电动机型号
Y132M-4

i总=12.57
据手册得
i齿轮=6
i带=2.095

nI =1440r/min
nII=321.43r/min
nIII=107.14r/min

PI=5.23KW
PII=5.02KW
PIII=4.87KW

T0=36.48Nmm
TI=34.69N·mm
TII=149.15N·mm
TIII=434.09N·mm

dd2=209.5mm
取标准值
dd2=200mm

n2’=480r/min
V=5.03m/s

210mm≤a0≤600mm
取a0=500

Ld=1400mm
a0=462mm

Z=4根

F0=158.01N

FQ =1256.7N

i齿=6
Z1=20
Z2=120

u=6

T1=50021.8N·mm

αHlimZ1=570Mpa
αHlimZ2=350Mpa

NL1=1.28×109
NL2=2.14×108
ZNT1=0.92
ZNT2=0.98

[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=343Mpa

d1=48.97mm

m=2.5mm

d1=50mm
d2=300mm
b=45mm
b1=50mm
YFa1=2.80
YSa1=1.55
YFa2=2.14
YSa2=1.83

σFlim1=290Mpa
σFlim2 =210Mpa
YNT1=0.88
YNT2=0.9
YST=2
SF=1.25

σF1=77.2Mpa
σF2=11.6Mpa

a =175mm
V =1.2m/s

d=22mm

d1=22mm
L1=50mm

d2=28mm

L2=93mm
d3=35mm
L3=48mm

d4=41mm
L4=20mm

d5=30mm

L=100mm

Ft =1000.436N
Fr=364.1N

FAY =182.05N
FBY =182.05N
FAZ =500.2N

MC1=9.1N·m

MC2=25N·m

MC =26.6N·m

T=48N·m

Mec =99.6N·m

σe =14.5MPa
<[σ-1]b

d=35mm

Ft =1806.7N

FAX=FBY =328.6N
FAZ=FBZ =903.35N

MC1=16.1N·m

MC2=44.26N·m

MC =47.1N·m

Mec =275.06N·m

σe =1.36Mpa
<[σ-1]b

轴承预计寿命48720h

FS1=FS2=315.1N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=750.3N
P2=750.3N

LH=1047500h
∴预期寿命足够

FR =903.35N
FS1=569.1N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=1355N
P2=1355N

Lh =2488378.6h
故轴承合格

A型平键8×7

σp=29.68Mpa

A型平键
10×8

σp=101.87Mpa

A型平键
16×10

σp =60.3Mpa

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,因此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,因此宜开设油沟、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。

设计小结
由于时间紧迫,因此这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,经过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。

参考资料目录
[1]<机械设计基础>,机械工业出版社,任成高主编, 2月第一版;
[2]<简明机械零件设计实用手册>,机械工业出版社,胡家秀主编, 1月第一版;
[3]<机械设计-课程设计图册>,高等教育出版社,龚桂义主编,1989年5月第三版;
[3]<设计手册软件>,网络上下载