带式输送机传动装置课程设计

1、一、设计题目带式输送机传动装置课程设计1、传动装置简图；2. 课程设计任务：已知二级减速器，运输机工作转矩T/(N.m )为62()2 m,运输带工作速度0.9m/s,卷阳筒直径：360mm.工作条 件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为8 年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差土 5%。二、电动机的选择1、按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y 型。2、计算功率c2VT 0.9x620x2Av=Fv/1000=3.1 KwD/j360系统的传动效率n =总效率 “=().82Y132S 一 4 电动机 P=5.5KW N=144()(r. mi

2、n1)机构V带传动齿轮传动滚动轴承 （一对）联轴器卷筒传动效率0. 900. 980. 980. 990. 96符号71“5所以：n =険朋ns = z/i “J m nJ=0.92 x 0.98 x 0.98 x 0.98 x 0.98 x 0.98 x 0.98 x 0.99=0.82其中齿轮为8级精度等级油润滑 所以 Pd=Pg/4 = 38 kw 确定转速十，亠60x1000f60x1000x0.9圏筒工作转速叫=、小-=47.77转兀 D3.14x360二级减速器的传动比为7.150 （调质）所以电动机的转速范围339.42390通过比较，选择型号为Y132S-4其主要参数如下：电动

3、机额定功率P电动机满载转速nm电动机伸出端直径电动机伸出端安装长度5.5kw1440(r. min)38mm80mm三、传动比的分配及转动校核总的转动比:i-山-詈?-30.1“447.8选择带轮传动比1=3, 一级齿轮传动比2= 3.7,二级齿轮传动比i3=2.97、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率巳作为设计功率， 用以计算传动装直中各轴的功率。0轴（电动机）输入功率：P. = P,. =5.5kw1 轴（高速轴）输入功率: = 7i=5.5x0.92=5.06kw2轴（中间轴）的输入功率：人=化|仏3 =5-5 x 0.92x 0.98x 0.98 X =4.86kw3

4、 轴（低速轴）的输入功率:P3 = Po 小=5.5 X 0.92 X 0.982 x 0.983 =4.62kw4轴（滚筒轴）的输入功率：P、= Pq “4 1 =5-5X 0.92X 0.982 x 0.98- x0.99x0.96=4.484kw8、各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：r = 95 5x 10 勺=95.5x 105 三-=36.47x 103 N-mm州14401轴（高速轴）的输入转矩：T. = 95e5x 10祖=95 5x 105 =100.67x 103 N-mm厲4802轴（中间轴）的输入转矩：7； =95.5x1 O冬= 95.5x10上逆-=357

5、.66x 10 N-mm从129.73厶3轴（低速轴）的输入转矩：7； = 95.5x 10 仝=95 5x 105 上皂=986.38x IO3 N-mm心44.734轴（滚筒轴）的输入转矩：p. 4 484人=95t5xlO5-i- = 95.5xlO5-一=957.35x IO3 N-mm弘44.73轴编号名称转速/（r/min）转矩/（N.mm）功率/KWI电动机转 轴14403.647 X 1045.5II髙速轴4801.0067 X 1055.06III中间轴129.733.5766 X 1054.86IV低速轴44.739.8638 X 1054.62V卷简轴44.739.573

6、5 X 1054.484四、三角带的传动设计确定计算功功率匕：1.由课表弘6査得工作情况系数=1.2,故Pr 二 K、P =1.2x 5.5 =6.6 kw2选取窄V带类型根据Pa化 由课图8-9确定选用SPZ型。3. 确定带轮基准直径由2表83和表*7取主动轮基准直径出=8（） mm根据2式（8J5）,从动轮基准直径 心ddl 二 i 仏1=3 x 80=240 mm根据2表 8-7 取 dd2 =250 mm按2式（83）验算带的速度zr 仏I 畑 x80xl440 小 zzV 二=6.29 m/s 25 m/s60x10060x1004. 确圭窄V带的基准长度和传动中心距带的速度台适主动

7、轮基准 直径=8（） mm从动轮基准 直径ddi = 250mm根据0.7 （右+ 曲） ao 120主动轮上的包角台适6 计算窄V带的根数ZRa由 no=144O r/mind右=80 mmi =3 査课表 85c 和课表 *5d 得= 1.60 kw=0.22kw查瀾表弘8得Ka =0.95 K, =0.99,则6.67 计算预紧力凡V带的根数Z=4Z (1.60 + 0.22)x0.95x0.99 一八取Z=4根。Fo = 5OOW(-1)+査课表弘4得q =0.065 T 53.87mmd2 =4 x/ = 199.32mm计算小齿轮圆周速度:Tuln3.14x53.87x480,=1

8、.35m/s60x100060x1000计算齿宽b尺模教m.b= 44d = 1 x 53.87 = 5387”J. cosB 5387xcosl4L = 2.376Z22心 =53.87mmd. = 199.32mm模数M = 2.376齿宽B = 53.87齿高:h= 2.25mm =2.25 X 2.376=5.346mmb 53.87-= 10.08h 5.346计算纵向重合度：sp=O.3180rfZ. tanp= 0.318X1 X22Xtanl4= 1.744计算载荷系数K已知使用系数Ka =已知V=1.35m/s7级齿轮精度，由表査得动载荷系数心=1.05由表査得：K0的计算公

9、式： = 1.12+0.18(1+ 0.60/ )0/ +0.23x1 Lb= 1.12 + 0.18 (1+0.6) +0.23X 105x 53.87= 1.42再由表査的：K“ =1.33, Ka=Qa =1.2公式：K = KKKgK斶= 1X1.2X1.05X1.42= 1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径:心=厶f严5gV 1.6计算模教：讣字J5.91 “os如225、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：确定计算参数: 计算载荷系数:K = KK、Kf0=1X1.05X1.2X1.33= 1.676根据纵向重合度：8p =1.744,从表査得螺旋角影响系敖岭=0.887

10、?2计算当長齿数：乙产誌二話7詡.823斗斗嘶cos p cos 14由课表105査取齿形系数 么产263, rFa2 =2.206査取应力校正系数rVaI =1.588, 丫歸=1.777再由表査得小齿轮弯曲疲劳强度极限：SF1 =5(X)MPa,齿轮弯曲疲劳强度极限8h：2 =380MPa再由表査得弯曲疲劳系数：Kfni =0-85, /CFjV2 =0.9计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.35rc i K八Q/门 0.85x500 = K空少但=().9x38() =2533MPaL 2 s 1.35计算大，小齿轮的朵卑，并加以比较：15aJ1.588x3 =00132?

11、314.81.777x2.206 =QO1555/2253.3大齿轮的数值大，选用大齿轮 牡半=0.0155L5d设计计算:严 1.&76x1.0067M)5)杯 W0&lx22-xl.744齿数勺=26Z2 =97中心距a=127 mm螺旋角p = 14.4分度圆直径mn 1.725对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模敌.大于由齿面接触强度 计算的法面模数，取标准模数加=2mm,既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳 强度雷要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=53.87mm来计算齿数：r dx cosB 53.87xcosl4Z = -!L =26.1m2取 Z =26则 Z, = iZl

12、 =976、几何尺寸计算：计算中心距：“ =(Z1+Z2 = (26 + 97)x2 = 26.76讪2cosp2xcos 14将中心距園整为：127 mm按圆整后中心距修正螺旋角：(乙 + 乙)？(26 + 97)x2。p = arc cos =arccos= 14.42a2x127因P的值改变不大，故参数等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：d =26x2。=53 6稠cosp cos 14.4% =5369mmcl2 =200.3mmcl. =- = 97 =200.3mmcosp cos 14.4计算齿轮宽度：齿宽b =動4 = 1 X 5369=5369mmb=53.69mm取 B2

13、=54mm,BI=60mmB =60mm8、高速级齿轮传动的几何尺寸B2 =54mm,名称计算公式结果/mm法面模数mn2面压力角20螺旋角P14.4分度圆直径di53.69d2200.3齿顶圆直径da i =d i +2hanin=53.69+2 X 157.69X2da2=d2+2ha*mn=200.3+2 X 2204.3齿根圆直径dfi=di 2hf*mn=53.69 4&692X1.25X2df?=d22hf*mn=200.3 195.32X2X1.25中心距a=mn(Zi+Z2)/ (2cos P )127=2X (22+81)/ (2cosl4. 4)齿宽bz=b54bi 二b?

14、+(5 10)mm603、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。 大齿轮采用腹板式结构。代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D,Di=1.6d=1.6X4572轮毂轴向长LL=（1.2 1.5）d$B54倒角尺寸nn=0.5mn1齿根圆处厚度0。o o=（2. 54） mn8腹板最大直径DoDo=df22 o o216板孔分布圆直径D2D2=O.5（D（）+Di）144板孔直径小di=0.25（D（）Di）35腹板厚CC=O.3b218（二）、低速齿轮机构设计1、已知 =129.73r/min2、选择齿轮精度为7级，小齿轮材料为40C （调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为

15、45钢(调质)，硬度为240HBS,两者材料硬度差为40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为P=14 初选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式:2KT U + 确定公式中各参数，选K尸16,Zh=2.433怡=0.768, ,8a2 =0.945Sa=Sal+Sa2=0.789+0.945= 1.713选齿宽系数d=l0。I査表得：材料弹性影响系数Ze=189.8MP2再按齿面硬度査得：小齿轮得接触疲劳强度极限=59OMPa,大齿轮得接触 疲劳强度极限：6/lim,= 56OMPa.由计算公式：N=60”J厶算出

16、循环次教：=60X129.73X1 X (2X8X8X300)= 2.99X 109/V4=l = ixl09i再由N1,N2査得接触疲劳寿命系数K附=0.90, KHN2 =0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=l,失效槪率1%。6 =心2叫=O.9OX59O=531MpaS6 ,=人V:皿=o.95X56O=532MpaSy 1531 + 532卩=山 2=2=5315MPa4、计算小齿轮分度圆直径心八由计算公式得：给叮5766x10.竺 %1x1.7132.92.433x1.89.8531.5-d. =87.86mmb=87.86mmm=3.04h=6.85厶 87.86mm、I

17、士7u/z?3.14x87.86x129.73z计算小齿轮圆周速度：V=0.596m/s60x100060x1000计算齿宽b及模数m.b=厶创=1x87.86 = 87.86zw/ncL. cosB 87.86 x cos 14_mnl =-=3.04mmZ28齿高:h= 2.25 mnt =2.25 X 304=6 85mmb 87.86-=12.83h 6.85计算纵向重合度：sp=O.3180rfZ1 tanp=0.318X1 X28Xtanl4= 2.22计算载荷系数K巳知使用系数=1 已知V=0.596m/s, 7级齿轮精度，由表査得动载荷系数心=1.03由表査得：的计算公式：K卩

18、=1.12 + 0.18(1 + 0.60/ )0/ +0.23x1 Lb= 1.15 + 0.18 (1+0.6) +0.23X 103x 87.86 = 1.428再由课表W-3査的：K咋=1.33,5=5 =1.2公式：K = KAKvKHaKH,= 1 X1.03X1.428X1.2= 1.765再按实际载荷系救校正所算得分度圆宜径:=87.86 x ?/=90.78mm28计算模新P = 90.78xcosl4 =3H6mmZ35、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：确定计算参数: 计算载荷系数:K = KK、KfuK 纬=1X1.03X1.2X1.33= 1.644根据纵向重合度：=

19、222,从课图10-28査得螺旋角影响系Kp =0.88Z28计算当長齿藪曲二尹皿597,4=17=9138再由课表10-5査取齿形系数幕产2.505, Yg =2.20査取应力校正系数人“=163, rva2 =1.781计算大，小齿轮的伞伞，并加以比较:怙心_ 2.5空竺讪如531硏伞华J.2X1.7化俪7375,.2532小齿轮的数值大，选用小齿轮-=0.00737设计计算:2xl.6x3.5766xlO5 x 0.880x cos2141x282x1.713x 0.00769叫177 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数J大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数加=2

20、mm,既满足弯曲强度，但为了满足接蝕疲劳强度雷要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d. =90.78mm来计算齿数:z=cosp = 90.78xcosl4 =44()4取 Z3=44得乙=iZ3 =1276、几何尺寸计算: 计算中心距:1 /I = 77.3mni2 x cos 142cosp将中心距圆整为：177mm按圆整后中心距修正螺旋角：(Z,+Z4)/n(44 + 127)x2卩=arc cos = arccos= 13.72x177因P的值改变不大，故参数乙,等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径:产壬上斗0 56叭 cosp cos 13.7乙？128x2= =263.44mmcos 卩

21、 cos 13.7计算齿轮宽度:b =屛3=1 X90.56=90.56mm取 B2 =90mm, B =95mmZ3 =44Z4=127中心距a= 177.3mm螺旋角p = 13.7#分度圆直径 =90.56mmdA =263.44mmB2 =9()mm,=95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸40C调质轴承选30207名称计算公式结果/mi面基数mn2面压力角a n20螺旋角B13.7分度圆直径d390.56d4263.44齿顶圆直径dai=di+2hamn=90.56+2X 1 X294.56da2=d24-2ha*mn=263.44+2 X 1 X 2267.44齿根圆直径dn=di-

22、2hZmn=90.56-2 X1.25X285.56df2=d2 - 2hf *mn=263.44 - 2 X 1.25X2258.44中心距a=mn(Zi+Z2)/2cos B177齿宽b2=b90bi=b2+(5 10)mm95六、轴的设计(一)、高速轴的设计1、轴的材料与齿轮1的材料相同为4g调质。2、按切应力估算轴径由表153査得，取Ao=l()6轴伸出段直径d*Ao(pi/m)3=i06X(506/480)3=232mm取 d1=32mm3、轴的结构设计1) 、划分轴段轴伸段4；过密封圆处轴段d2；轴颈dydr；轴承安装定位轴段山皿；齿轮轴 段。2) 、确定各轴段的直径由于轴伸直径比

23、强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直 径应尽可能从较小值增加，因此，取d尸34mm,选择滚动轴承30207,轴颈 直径 d;=d-=35mmo齿轮段尺寸。分度圆直径d=53694=57.69d尸48.693）、定各轴段的轴向长度。由中间轴的设计知轴长L=253.5+Q出伸出端的长度由带轮厚度确定厶伸出=（1-5-2） d,取L1tllill =64mm选取2轴向长度为20 Ld = （2030）-r其余长度根据中间轴各段长度确定51414、按许用弯曲应力校核轴。、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mm CD=170mmAB=227mm、绘轴的受力图。(3).计算轴上的作

24、用力：Fd=2T!/d=2X 100.67 X105/54=3728.5NFr|=Fd X tanaa/cosp)=3728.5 X tan2(y7cos 14.4= 1401NF“=F“ X tan=3728.5 X tanl44-957N(4)、计算支反力 绕支点B的力矩和Zz=0,得 瓦二=阮 X 170+F, X 山/2 - 227=(1401 X70+957X27) -227=1163N同理:、2二=0，得RBz=FrlX57-FaIXd./2 -227=(1401 X 57-975X27) -227 =238N校枝：Ez=RAZ-Frl+RBz =238+1163-1401=0 计

25、算无i吴同样，由绕支点B的力矩和Z1B=0,得R.込，=3728.5 X 170/227=2792由 SMAy=0,得Rbv=3728.5 X 5/227=936N校核：Z3=RaY+ Rbv -Ftl=936+2792-3728=0计算无误、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。FalRbzB(b) Raz1111111 丨 |】门C 处弯矩：RaZX 57=66291 NmmMu 君=% 二 X 170=40460NmmM=Ray X 57=2792 X 57= 159144Nmm(6)、台成弯矩Mf $=(M2cZ s+M2n01/2=(662912+4O46O2),/2=77663NmmM

26、r 右=(M2rz 芒+卜【2炸尸2=(4046(2+1591442)l/2= 164207Nmm、转矩及转矩图。T2=100670Nmm(8) 、计算当長弯矩应力按正系 a=8.Ib/8llb=55/95=0.58aT2=0.58X 100670=58389NmmC 处：M2=159144M c=M右+(aT2)2,/2=(1642072+159144/2= 174279Nmm(9) 、校核轴径。C 剖面：dr= (M* c/0.1 S.lb)l/3=(174279/0.1 X 55)1/3=31 mm 1B=0,得RaY=(3571 X 160+7899 X 72)/217=5449N 由

27、匚产0,得Rbv= (3571 X57+7899X145) /217=6021校核：Lz=RaV+ Rbv - Fg- Ft2= 5449+6021-3571-7899=0 计算无误、转矩，绘弯矩图垂直平面內的弯矩图。MczMMdz二A严CD(b) RazFr3Fa3Fa2RbzC 处弯矩：Mczx=RazX 57=833 X 57=43316Nmm=833X57-917X 100.15=-48522NmmD 处弯矩:Mnz$=RBzX72+Fa5Xd5/2=2450 X 72+1926 X 45.26=263609NmmMDZ=RBZX 72= 1764(H)水平面弯矩图。AFt2 B(c)

28、Ft3 cMcy，rl(11(1111 II83348-r. - - - Mdyj ITrn TrrMn.=RAYX 57=5449 X 57=283348NmmX 72=6021 X72433512Nmm(6)、台成弯矩处：Mr匕左+、12&2=(433162+2833482)2=28664010Mf 右=(NI2cz+M2)l/2=(485222+283348V/2=287473NmmD处：Mo x=(M2dz $+M2Oy)i/2=(2636092+43351 =(KI2+M2DY),/2=(1764002+433512V/2=468027Nmm 、转矩及转矩图。T2=533660Nmm

29、(8)、计算当旻弯矩应力按正系 S=6-iJ/8oJ=55/95=O.58aT2=0.58 X 53366O=3O9523NmmC 处：M c左=Mc2=28664()M c方二Ml+(aT2)2,/2=(2874732+3095232)l/2=422428NmmD处：M D2=M2ds+(aT2)2,/2=(5073682+3095232),/2=588346NmmM n=M2n=468027Nmm(9)、校核轴径。C 剖面:dc= (M* ctf/0.1 &ib)=(422428/0l X 55)1/3 =42.5mm 10 ,所以取寿命系数 心=1S=八八=1x275= 3 0551(K

30、J0+屮 A, 2.52X35.74 + 01x180Sr. = 16.67(K/凡 + 屮几 1.91 x 5+0.25x5综台安全系敌:所以具有足够的强度。(三)、低速轴的设计1、轴的材料与齿轮4的材料相同为45钢调质。2、按切应力计算轴径。由表153査得,取Ao=112轴伸出段直径d, 12 X (4.62/44.73),/3=52.5mm考虑与卷筒轴半联轴器相匹配的孔径标准尺寸的选用，取d严50gn,则轴孔 长度 L=84mm3、轴的结构设计1) 、划分轴段右;过密封圆处轴段出；轴颈砥&;轴承安装定位轴段山;轴身&砂; 轴头de。2) 、确定各轴段直径。取 d2=52mm选择滚动轴承3

31、0211,轴颈直径d.=ds=55mm.,轴承宽22.754、按许用弯曲应力校核轴。、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=67mm CB=141mm AB=208mm45钢调质选择滚动轴承30211、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力:Ft4=2T4/d4=2 X 986380/263.44=7488NFFX tanan/cos4=7488.5 X ian20/cosl37=2805N F,4=Ft4 X tan4=7488 X lanl 3.7=684N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和ZMBZ=0,得Rxz=Fr4 x 141+F24 x 山/2 - 208=2335N同理:“2=0

32、，得%二=F& X 6?-Fa4 X d2 * 208=470N校核：EfR.uFj+Rbz =4708+2335-2805=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和ZBv=0,得r.y=7488X 141/2208=5076由 ZMAy=0,得rbv=7488X 67/208=2412N校核：Zz=RaY+ Rbv -F产2412+50767488=0计算无误、转矩，绘弯矩图垂直平面內的弯矩图。FalRbzB(b) RazC 处弯矩：Mcz $= Raz X 67= 156445NmmMcz 君=RBz X 141=340374NmmM*=Ray 67=34()092Nmm(6)、台成弯矩Mf $

33、=(M2rz s+M2)，/2=(1 564652+3403742),/2=374614NmmMe 右=(NI2cz +M2)l/2=(3403742+340072),/2=481162Nmm (7)、转矩及转矩图。T2=986380Nmm(8)、计算当長弯矩应力按正系数如险讪/8(沪55/95=0.58aT2=0.58 X 986380=572100NmmC 处:M g=W左=374614M c右=M2c o+(aT2),/2=(5721002+3764142)l/2=684826Nmm(9) 、校核轴径。C 剖面:dc= (M ce/0.1 &诃)3=(684826/0.1 X 55)1/5 =50mm2405=Sn轴承II被压紧，为紧端，故巴1 =S I =2039N巳口 =F.q+S x=3048N