带式运输机传动装置设计最终说明书.docx

机械设计课程设计说明书

——带式运输机传动装置设计

学 院：机电工程学院
班 级：08机工A2
学 号：084813804
姓 名: #####
指导教师：#######
时 间：2010年9月15日

目录
一、 传动方案拟定………………………………………………………4
二、 电动机的选择………………………………………………………4
三、 计算总传动比及分配各级的传动比………………………………6
四、 运动参数及动力参数计算…………………………………………6传动零件的设计计算
1.V带传动的设计………………………………………………7
2.高速级齿轮传动的设计及校核………………………………10
3.低速级齿轮传动的设计及校核………………………………14
五、 轴的设计计算………………………………………………… 16
七、滚动轴承的校核计算…………………………………………25
八．键联结的选择及计算…………………………………………26

带式运输机传动装置设计(第二组）
（1） 原始数据
已知条件：输送带工作拉力
输送带速度
卷筒直径
(2) 工作条件
1） 工作情况：两班制工作（每班按8h计算），连续单项运转，载荷变化不大，空载启动；输送带速度容许误差±5%；滚筒效率
2） 工作环境：室内，灰尘较大，环境温度30℃左右
3） 使用期限：折旧期8年，4年一次大修。
4） 制造条件及批量：普通中.小制造厂，小批量
总体设计

一． 传动方案的拟定
根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为
若选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，则可估算出传动装置的总传动比i约为30或20

二． 电动机的选择
1) 电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机
2) 电动机功率的选择：工作机所需要的有效功率为
设分别为弹性联轴器,闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）,滚动轴承,V形带传动。滚筒的效率，由表2-2差得η1=0.99 η2=0.97 η3=0.99 η4=0.95 η5=0.96则传动装置的总效率为
电机所需功率为
由第十六章表16-1选取电动机的额定功率为
3)电动机转速的选择：
选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。
4) 电动机型号的确定：
根据电动机所需功率和同步转速，查第十六章表16-1可知，电动机型号为Y160M-4和Y160L-6。相据电动机的满载转速nm和滚筒转速nw可算出总传动比。现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中：

电动机型号为Y160L-6

减速器的总传动比为

Z=6

M=2mm

A=135mm

预计寿命：8×2×365×8=46720h

X=1 Y=0

P=986.791N

C键 8X7

A键 20X12

A键 14X9

A键 14X9

方案号
电动机型号
额定功率/kw
同步转速r/min
满载转速r/min
总传动比
轴外伸轴径/mm
轴外伸长度/mm
1
Y160M-4
11
1500
1460
27.80
42
110
2
Y160L-6
11
1000
970
18.47
42
110
由上表可知，方案1中虽然电动机转速高，价格低，但总传动比大。为了能合理分配传动比，使传动比装置结构紧凑决定选用方案2，即电动机型号为Y160L-6。查第十六章表16-2知，该电动机中心高H=160mm轴外伸轴径为42mm，轴外伸长度为110mm

三.传动比的分配
根据表2-3，取带传动比为，则减速机的总传动比为
双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为
低速级的传动比为

四.传动装置的运动和动力参数计算
（1）各轴的转速计算：

（2）各轴的输入功率计算

（2）各轴的输入转矩计算

各轴的运动及动力参数
轴号
转速
功率
转矩
传动比
1
970
8.762
86.265

2
342.76
8.414
234.431

3
157.45
8.080
490.086

4
157.45
7.917
480.320

五．传动零件的设计计算
1.选V带
⒈确定计算功率Ρca
由表8-7查得工作情况系数,故
⒉选择V带的带型
根据Ρca•n1由图8-11选用B型
⒊确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1 )初选小带轮的基准值径dd1 由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径

2 )验算带速v

因为5 m/s＜v＜25 m/s,故带速合适。
3﹚计算大带轮的基准直径

根据表8-8，为=900
验算i误差：

⒋确定V带的中心距α和基准长度Ld
1﹚初定中心距

2﹚计算带所需的基准长度

由表8-2选带的基准长度Ld=4500mm
3﹚计算实际中心距α

中心距的变化范围为728-2080mm
⒌验算小带轮上的包角

⒍计算带的根数Z
1﹚计算单根V带的额定功率Ρr
由=140mm和=970 r/min ,查表8-4a得
根据 和B型带查表8-4b得
查表8-5得,查表8-2得ΚL=1.15，于是

2﹚计算V带根数Z
取6根
⒎计算单根V带的初拉力的最小值
由表8-3得B型带的单位长度质量 所以

⒏计算压轴力Fp
压轴力的最小值为:

2.高速级齿轮传动设计
已知输入功率P18.672KW，小齿轮的转速n1=970r/min，齿数比u1=2.829.由电动机驱动，寿命为8年（设每年年工作300天），2班制
则（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
a.按图10-23所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
b.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）
c.材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS
a. 选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=2.829×24=67.896 取Z2=68
（2）按齿面接触强度设计
a.试选载荷系数Kt=1.3
b.计算小齿轮传递的扭矩 T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×8.762/970=86265×105Nmm
c.由表10-7选取齿轮宽系数Ød=1
d.由表10-6查得材料弹性系数ZE=189.8
e.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度疲劳极限σHlim2=550Mpa
f.计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×970×(2×8×300×8)×1=2.235×109
N2=2.235×109/2.829=7.9×108
g.由图10-19取接触疲劳寿命KHN1=0.9；KHN2=0.92
h.计算接触疲劳许用应力（取失效概率为1%，安全系数S=1）
[σH]1= KHN1×σHlim1/S=0.9×600/1=540Mpa
[σH]2= KHN2×σHlim2/S=0.92×550/1=506Mpa

计算：
a.小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]3中较小的值
=64.365mm
b.计算圆周速度v
v===3.27m/s
c.计算齿宽b
b=× d1t =1×64.365=64.365
d.计算齿宽和齿高之比
模数 mt===2.682mm
齿高 h=2.25 mt =2.25×2.682=6.03mm

==10.67
e.计算载荷系数
根据v=3.27m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.14
直齿轮==1 查10-4表，当小齿轮相对支承非对称位置时=1.422
由=10.67 =1.422 查图10-13得=1.4，故载荷系数
K=KAKV=1×1.14×1×1.422=1.621
f.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得
d1=d1t=64.365=69.278
g.计算模数m
m===2.89mm

(3)按齿根弯曲强度设计
1）确定各公示内的计算数值
a.由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限=500Mpa
大齿轮的弯曲极限=380Mpa
b.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88 =0.9
c.计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
===314.286
===244.286
e.计算负载系数K
K=KAKVKFαKFβ=1×1.14×1×1.4=1.596
f.查取齿形系数
由表10-5查得YFa1=2.65 YFa2=2.248
g.查取应力校正系数
由表10-5查得YSa1=1.58 YSa2=1.746
h.计算大小齿轮的并加以比较
==0.01332
==0.01607
由此可见，大齿轮数值大

2）设计计算
m==1.97
圆整后得m=2

按接触强度算得分度圆直径d1=74.721
所以，Z1==
Z2=2.829×3599.05 取Z2=100

（4）几何尺寸计算
a.计算分度圆直径
d1=Z1m=35×2=70mm d2=Z2m=100×2=200mm
b.计算中心距
a=
c.计算齿轮宽度
b==1×70=70mm 取B2=70mm, B1=75mm
3、低速级齿轮传动设计
（原理同高速级齿轮传动设计方案，求得以下数据）
1.材料：小齿轮40Cr 280HBS 大齿轮45钢（调质）240HBS
2.选=24 =24×2.176=52.224 取=53 Kt=1.3 ZE=189.8MPa
3.T3==490086N.mm
4.查得=600Mpa =550Mpa
5.=60×15745×1×(2×8×300×8)=3.628×108

由图取 =0.92 =0.95
6.
7.d3t=115.285mm
8.
9.
所以，
10.d3=121.105mm m=5.046mm
11.查得
所以，
12.
13.查得

所以，大齿轮的数值大
14. 圆整=3
15.

所以，B2=95mm B1=100mm

六．轴的设计计算
1）输入轴的设计
a.初算轴径
选用45钢（调质） 硬度217~255HBS，查课本P235（10-2）得C=115

考虑有一键槽，直径增大5%
d=23.95(1+5%)=25.15mm 所以，初选d=27mm
b.轴结构设计
1.轴上零件的定位固定和装配
齿轮相对轴承非对称分布，右面由轴肩固定，左面由套筒固定，连接以平键作过渡配合固定两轴承分别以轴肩和筒定位，则采用过渡配合固定
2.确定各段直径和长度

Ⅰ段：d1=27mm 长度取L1=50mm
因为，h=2c c=1.5mm
Ⅱ段：d2=d1+2h=27+2×3=33mm
L2=20(套筒)+55（联轴箱与外壁距）=75mm
Ⅲ段：d3=38mm
初选用7208c型角接触球轴承，内径为40mm, 宽度为18mm, D=80mm, L3=18mm
所以，取
Ⅳ段：

Ⅴ段：取d5=40mm L5=18mm
则轴承跨距L=235.5mm
3.按弯矩复合强度设计计算
①已知d170mm T1=86265N.mm
②圆周力：
③径向力：Fr=Fttanα=2464.714×tan20°=897.083N
④由上可知：LA=64mm LB=214mm LC=134mm

1)绘制轴受力简图（a）

2)绘制垂直弯矩图（b）
轴承受反力 FAy=690.388N FBy=206.695N
FAz=1897.289N FBz=567.416N

截面C在垂直面弯矩
Μc1==690.388×64=44.18
3)绘制水平面弯矩图（c）
截面C在水平面弯矩为
Μc2==1897.289×64=121.43
4)绘制合弯矩图(d)
Μc===129.22
5)绘制扭矩图（e）
Τ=9.55×(ΡⅡ/nⅡ) ×10=Τ1=86.265
6）绘制当量弯矩（f）
取α=1 则=[+()]=[129.22+244.03]=276.13
7）校核危险截面
=
该轴强度足够
（2）输出轴的设计计算
a．按扭矩初算轴径
先用45钢（调质）硬度217∽255 HBS，由P235表10-2取C=115

考虑到有键槽增大5

b．联轴器型号的选取
查表14-1，取

按计算转矩小于联轴器的公称转矩的条件，查表8-2选用YL11型凸缘联轴器
其公称转矩为1000，半联轴器孔径为50，故选
C．轴的结构设计
1．轴的零件定位，固定和装配
齿轮相对轴承菲对称布置，左面用套筒定位，右端用轴肩定位，周向定位采用键和过度配合，两轴承分别从轴肩和套筒定位，周向永过度或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面 ，齿轮套筒右轴承和皮带轮从右装入，低速级小齿轮与输出轴设计成齿轮轴
2． 确定轴的各段直径和长度

Ⅰ段： 长度取
Ⅱ段：
Ⅲ段：
初选用7213c型角接触球轴承，内径为65,宽度23，
所以，
Ⅳ段：
Ⅴ段：
Ⅵ段：
Ⅶ段：
3．按弯扭复合强度计算
①已知
②圆周力
③径向力
④由圆可知
⑴求支反力

⑵截面C在垂直面弯矩

截面C在垂直水平面弯矩

⑶
⑷扭矩

(5)校核危险截面强度

故，该轴强度足够
该轴弯矩图及扭矩图如下图

8． 中间轴的设计计算
a.初算轴径
1.选用45钢（调质），硬度217-255HBS，查课本P235表10-2得 ，C=115
∴d≥c=115
2.选轴承：初选用7208c型角接触球轴承，其内径为40mm,宽18mm,D=80mm
b.轴的结构设计

Ⅰ段：由轴承可知
Ⅱ段
Ⅲ段
Ⅳ段（齿轮轴）
则轴承跨距
c.轴上零件的定位。固定和装配：齿轮相对轴承非对称分布，左面有套筒定位。右面有套筒定位，高速小齿轮于轴Ⅲ设计成齿轮轴。轴承由轴肩及套筒固定。

按弯矩复合强度设计计算

七．滚动轴承的选择及校核计算Ⅰ轴7208cⅡ轴：7208cⅢ轴：7213c 预计寿命：8×2×365×8=46720小时
计算输入轴承Ⅰ
a.轴承所受径向力Fr=897.083N 轴向力Fa=0 Fa/Fr=0由表12-6,得，X=1 Y=0
b.计算当量动载荷P=fp(xFr+YFa) fp取1.1则
c.验算寿命

∴所选轴承7208c满足要求
（2）计算输出轴承（Ⅲ）
a.轴承所受径向力：Fr=2912.3N Fa=0 Fa/Fr=0 X=1Y=0
b.计算当量动载荷：P=fp(xFr+YFa) P=1.1×(1×2912.3+0)+3203.53N
c.验算寿命

∴所选偶成7213c满足要求

八．键连接的选择及校核计算
1..联轴器与输入轴系采用平键连接
轴径
查手册p51，选用c型键得键c8×7

键长L=37mm

2.输出轴与齿轮连接用平键
轴径
查手册P51选用A型平键
键A20×12 键长90mm

3．中间轴与齿轮用平键连接
轴径d=46mm
查手册p51选A型平键 键A 14×9 l=L-b 键长63
T h=9mm

4.输出轴与联轴器用平键联接
轴径d=50mm L
查手册p51选A型平键 键A 14×9 l=L-b=80-14=66mm
T h=9mm

个人小结

　　开学至今，我们经历了为期长达十天之久的实训课，即机械设计课程设计。
　　我们所得到的任务是凭借极少的数据，自行设计一个减速箱。
　　对于素来动手极少的我而言，这可谓是一个非常反复的工作。
首先，在和小组成员互动中发现，此设计需要高度的团队合作，因为一人之失所造成的计算错误几乎可以说是致命的。诸如在对齿轮进行的计算和校验，由于各种原因导致前前后后计算了多次，大大影响了整体速度，而重复计算某一样东西所带来的烦躁感也在整个团队中挥之不去。
另外通过实训让我们进一步掌握了机械原理以及机械设计课堂中所学习的查表和公式计算，在没有老师亲自指导的时间里，我们不仅增强了看书自学的能力，更加强了同组的团队合作甚至跨组的相互探讨，共同完成了这项繁复的任务。
在整个计算校验过程中，碰到了很多困难和挫折，因彼此的过失而造成集体计算错误也比比皆是，但就是在这样互相改正的作用下，让我越发珍惜和大家共同学习的时间和方法。
进入绘图过程后，再度感叹制图的不宜，每一根线都要用心地量取尺寸并小心的绘制到巨大的图纸之上，在用上之前所设计的诸多尺寸的同时还要自行设计整个减速箱体的大小和内部配合及见习，即使是同一组用的同一个数据，最终所设定出的箱体结果也是各有千秋。
无论是初绘还是加深描写，每一步每一步都需要投入大量的经历甚至是休息的时间才能完美的完成，但是看着周围的人都认真地伏案于桌前，某一种动力就催促我继续画下去直至深夜。
本次的实训对我们是一个可称之为考验的过程，是一种历练，对作图，对机械本身，对团队合作，种种种种，收获颇多。我们懂得了，看图，识图，计算，校验，分工已及和机械设计，机械原理等相关课程进一步加深印象。在老师“点题”的帮助下，有条不紊地得到了完成。同时让我们体验到了很多平日理论课堂上无法得到的知识，增强了我对机械绘图的整体把我和零件搭配的基本原理。
相信这会成为我今后在机械这块领域的学习变得更为积极动力。也会成为我们这个专业在学习的所有人心中一份特殊的记忆。