一级带式运输机传动装置机械设计课程设计讲解

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计带式运输机传动装置姓名：、学号：班级：成绩：机械设计课程设计任务书班级:姓名：学号:设计题目：设计带式运输机传动装置运动简图:工作条件及原始数据：电动机驱动，工作寿命8年（每年工作300天、两班制、每班8小时），带式输送 机工作载荷平稳，单向运转。输送带拉力F=1.4kN输送带速v=1.55m/s滚筒直径D250mm设计工作量：1. 减速器0#装配图1张（0#坐标草图一同交上）2. 主要零件图23张（输入轴、输出轴、大齿轮，均为 3#白图）3. 设计说明书 1 份（手写、打印均可）完成时间：目录1、传动方案拟定32、电动机的选择33、计算总传动比及分配各

2、级的传动比54、运动参数及动力参数计算 65、传动零件的设计计算 76、轴的设计计算 147、滚动轴承的选择及校核计算 20&键联接的选择及计算 219、 箱体结构的设计 2210、润滑密封设计 2511、联轴器设计 2512、设计参考资料 2613、设计小结 26计算过程及计算说明结果一、传动方案拟定第七组：设计带式运输机传动装置1、工作条件：使用年限 8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。2、原始数据：滚筒圆周力F=1400N带速V=1.55m/s ；滚筒直径D=250mm3、传动简图：|i!i丄图一二、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：3、传

3、动装置的总功率:n齿轮Xn联轴器Xn滚筒F=1400NV=1.55m/sD=250mm=0.95X 0.99 3x 0.97 X 0.99 X 0.96=0.8494、电机所需的工作功率：P w=FV/1000=1400X 1.55/1000=2.17KWPd= Pw / n 总=2.17/0.849=2.56KW5、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=60 X 1000V/ n D=60 X 1000 X 1.55/ (nX 250)=118.47r/mi n按手册表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1齿轮=35。取V带传 动比1带=24，贝V总传动比理时范围

4、为la=620。故 电动机转速的可选范围为nd=I aX n 筒=(620)X 118.47=7112374r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和 1500r/min。根据谷量和转速，由有表19-1查出适用的电动机 型号：n 总=0.849Pw=2.17KWPd=2.56KWn筒=118.47r/mi n方案电动机型号额定RdKw电动机转速n(r/min)同步转速满载转速1Y100L2-43150014402Y132S-6310009603Y132M-83750710综合考虑多方面因素，选择第二种方案，即选电动机型号为Y132S-6,则电动机的技术参数如下表：方案电动机型号额

5、定功PedKw电动机转速n(r/min)同步转速满载转速2Y132S-6310009606、确定电动机型号电动机型号Y132S-6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 Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW 满载转速960r/min，额定转矩 2.0。i 总=8.10三、计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比：i总=门电动/n筒=960/118.47=8.102、分配各级传动比据指导书表2-1，取齿轮i齿轮=4(单级减速器i=35合理) i总=)齿轮x ii 带=i 总/i 齿轮=8.10/4=2.025四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n

6、 电几=960r/minni = n 电机/i 带=960/2.025=474.07(r/min)nil = n i /i 齿轮 =474.07/4=118.51(r/mi n)2、计算各轴的功率(KWP电机 =2.56KW输入轴：Pi= P 电机 Xn 带Xn 轴承=2.56 x 0.95 x 0.99=2.41KW输出轴：2Pl = p电机带轴承 齿轮=2.56 X 0.95 X 0.992 X 0.97=2.31KW滚筒轴：3i齿轮=4i 带=2.025n电机=960r/mi nnI =474.07r/mi n nn = 118.51r/mi nP电机 =2.56KWP=2.41KWPi

7、 =2.31KWPii =2.27KWPh = n带Xn 轴承Xn齿轮Xn联轴器Ti =48549N - mmTii =186149N mmTiii =182987N- mm=48549N mmTii =9.55 x 106Pi /n ii=9.55 x 106x 2.31/118.51=186149N mmTiii =9.55 x 106P/n i=9.55 x 106x 2.27/118.47=182987N - mm轴的明细表:轴名功率P (KW转矩 t(N mm转速r/min传动比电动2.5625467960机轴I轴2.4148549474.407轴2.31186149118.512.

8、025卷筒2.27182987118.轴47五、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带截型由课本表2-10得：ka=1.1Pc=KaP=1.1 X 2.56=2.82KW由课本2-17得：选用A型V带(2) 、确定带轮基准直径，并验算带速 推荐的小带轮基准直径为75mm则取 ddi=125mmd d2=ni/n 2 ddi=960/474.07 X 125=253mm取 dd2=250mm实际从动轮转速 n2 =niddi/d d2=960X 125/250=480r/mi n传动比误差为：(i。一 i ) /i =2.025-2/2.025=0.0i251200 (

9、适用)(5) 确定带的根数根据课本表(2-5) P0=1.37KW根据课本表(2-7) P0=0.11KW根据课本表(2-9 ) Ka =0.974根据课本表(2-2) Kl=1.01Z =Pc/(P()+ P0)K a Kl=2.82/(1.37+0.11) x 0.974 x 1.01=1.87 根Z =2根(6) 计算轴上拉力由课本表2-1查得q=0.1kg/m ,由式单根V带的初 拉力：F0=500Pc(2.51ZV K=500 2.82 x (2.5/0.974-1)+0.1x 6.28 2N2 6.28=177.33N则作用在轴承的压力FqFc=2ZF0sin a i/2=2 X

10、2 X 177.33sin(168.1/2 )=705.51N2、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大，所以齿轮米用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为241286HBW取260 HBW大齿轮选用 45钢，调质，齿面硬度197255HBW取230HBW选8级精度。(2)确定许用应力确定有关参数如下：传动比i齿=4取小齿轮齿数乙=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ 1=4 X 24=96齿数比：u=i=4查表 4.19 3 得：a Hiim1=710Mpa a Hiim2=580Mpa 查表 4.21 3 得：a Fiim1 =600Mpa a Fiim2 =4

11、50Mpa 查表 4 10 得：Slim1=1.1FHlim1 =1.25N=60X474.07 X 8X 300X 12=8.19 X 1082=N/u =2.05 X 108查图 4 20 Z n1=1.016Z n2=1.068Fq =705.51Ni齿=4乙=24乙=96u=4IN=8.19 X 1082=2.05 X 108Zn1=1.016Zn2=1.068查图 4 22 Y ni=0.872 Y n2=0.898查图 4 23 Y xi= Yx2=1(T h 1= Hliml Zni/S Hmin= ( 710 X 1.016/1.1 ) Mpa=655.78MpaT h 2=

12、T Hlim2ZN2/S Hmin= ( 580 X 1.068/1.1) Mpa=563.13MpaT f 1= T Flim1 Y X1Yn/S Fmin= (600 X 0.872/1.25 ) Mpa=418.56MpaT f 2= T Flim2 Y X2Yn(S Fmin = ( 450X 0.898/1.25 ) Mpa=323.28Mpa(3)按齿面接触疲劳强度设计1、转矩T1Ti=9.55 X 106 PI/ n i =9.55 X 106 X 2.41/474.07=48549N - mm2、初步算小齿轮的直径d1 Ad J T1 2 u 1 Y d H 2u取 Ad=96

13、d=1d1 96 J 2 u 1 =55.24mm dHu取 d1=60mm则齿宽 B1= d X d 1 =60mm2、按齿面接触疲劳强度设计T h 1 = 655.78MpaT h 2 =563.13MpaT f 1 =418.56MpaT f 2=323.28MpaT1=48549N - mmd1=60mmB1=60mmKa = 1.5Kv=1.02k = 1.05k = 1.1K=1.77d1 32KR u 1 zEzH z、2Zh = 2.5Ze =189.8 MPa= 1.713Z =0.93dl 32KT1 U 1(ZEZHZ)2 duHKa = 1.5设计齿轮精度等级为8级，V

14、= dl ni 60 474.07 1.49m/s 取 Kv=1.02 60 1000 60 1000d= 1 查图 4.12，取 k = 1.05KAFtKa2T1 /d11.5 2 48549/60AtA 1140.29bb60表 4 5k = 1.1K = KaKvk k = 1.5 X 1.02 X 1.05 X 1.1=1.774、计算齿面接触应力查图 4.14 得 Zh = 2.5查表 4 6 得 Ze =189.8 MPa1 111=1.88 3.2( ) cos 1.88 3.2( ) =1.713 乙 Z224 964 1.713 0.933d1= mX Z1 =60mmb1

15、 = 60mmm=2.5mm d1= 60mm B1 = 60mm2 1.77 48549 52.5 189.8 0.93 24 (563.13)=50.83mm模数：m=d/Z1 =50.83/24=2.12mm取标准模数：m=2.5mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度有图 4.18 查得YFai= 2.58有图 4.16 查得Ysai=1.62因 =1.713 所以得YFa1= 2.22Ysa2 =1.75Y =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.713=0.688根据(411 )式YFa1 = 2.58YFa1 = 2.22Ysa1 =1.62Ysa2 = 1.75Y =0.6882

16、KT1Y Y YF1 Fa1Fa2Tbd1m=2 1.77 485492.58 1.62 0.68860 60 2.5=54.68(T f|= 418.56MpaF22KT1 bd1mYFa2YFa2Yf1=54.68CT F1f2=37.09V T F22 1.77 485491.62 1.75 0.68860 60 2.5=37.09 C吟=120X (2.31/118.47)1/3mm=32.29mm考虑有键槽，将直径增大 5%则do=32.29 x (1+5%)mm=33.90mm选 do=34mm2、轴的结构设计为满足轴上的零件的定位，紧固要求和便于轴的 装拆，常将轴做成阶梯状。小齿

17、轮的直径小，可以直 接铸造到轴上，为了能选用合适的圆钢和减少切削加 工量，阶梯轴各相邻轴段的直径不宜相差太大，一般非定位轴肩取12mm定位轴肩取510mm各段 的两个阶梯之间的直径之差视具体情况而定。为了便于切削加工，一根轴上的圆角半径应尽可 能相同；各退刀槽(砂轮越程槽)应取相同的宽度及 相冋的倒角尺寸；根轴上各键槽应开在轴的冋 母线上。为了便于加工和检测，轴的直径应取圆整值；与 标准件配合的轴段应取标准值。 为了便于装配，轴端 应加工出倒角。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

18、大筒定位，则采用过渡配合固定(2)确定轴各段直径、圆角和长度由外向内确定各段直径，由内向外确定各段长度工段：di=34mm 长度取Li=50mmdo=34mm有表 12-13 R= 1.6mm h=3mm考虑轴承端面和相体内壁，齿轮端面和相体内壁d1=34mm应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽L1=50mm度。d2=40mmII 段:d 2=d+2h=34+2X 3=40mmd2=40mm L 2=40mm初选用6009型申购球轴承，其内径为 45mm,L2=40mm宽度为16mm.d3=45mm取套筒长为20mm取该段长为 mm安装齿轮段长L3=42mm度应比轮毂宽度小2mm故I

19、II段 长：L3= (2+24+16) = 42mm直径 d3=45mmW段直径：c = 1 h = 1.5d4=48mmd4=d3+2h=45+2X 1.5=48mmL4=52mm长度 L4=54-2=52mmd5=56mmV段直径 d5=56mm.长度 L5=12mmL5=12mmW段直径d6=45mm 长度L6=28mmd6=45mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=224mmL6=28mm3、按弯矩复合强度计算L=224mm已矢口 d1=34mm求转矩：已知 T2=186149N- mm求圆周力：Ft根据课本P142得Ft=2T2/d 1=2 X 186149/34=10949N 求

20、径向力FrFr=Ft tan a =10949 X tna20=3985.45 因为该轴两轴承对称，所以：(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=F/2=1992.73NFaz=Fbz=F2=5474.5N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ML=FAyL/2=1992.73 X 50/2=49818.25N mm(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=5474.5 X 50/2=136862.5N mm绘制合弯矩图(如图d)M=(Mci+M22)1/2 =(49818.3

21、2+136862.52)=145647N - mmFt=10949NFr=3958.45NFay=1992.73NFaz =5474.5NMC1=49818.3N mm MC2=136862.5N mmMC=145647N mmyZFt*F“ IAA4MCffA(b)丁Nee(5) 绘制扭矩图(如图e)转矩：T=9.55 x( P2/n 2)x 106=186149N mm转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取aT=186149N mmMec=236356N mm(6) 绘制当量弯矩图(如图f)=1,截面C处的当量弯矩:Mec=M?+( a T)21/2=145647 2+(1 X 186

22、149)21/2=236356N - mm(7) 校核危险截面C的强度33(T e=Mec/0.1d 4 =236356/0.1 X 48=21.31MPa c(P3/n3)1/3=115(2.41/474.07)1/3=19.8mm取 do=22mm6.2.2轴的结构设计(1) 轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以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

23、选6006型深沟球轴承，其内径为 30mm宽度为 13mm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18mm则该段长31mmd0=22mm(T e=21.31Mpa (T -1b=60MPa故该轴强度 足够d0=22mmd1=22mmL 1=40md 2=28mmL 2=40mmd3=30mmL 3=31mmd 4=36mmL 4=10mmd5=48mmL 5=60mmd6=36mmL 6=10mmd7=30mmL7=31mmL=226mm轴的明细表低速轴高速轴d1=34mmL1=50mmd1=22mmL1=40mmd2=40mml_2=40mmd2=28mmL2

24、=30mmd3=45mmLa=42mmd3=30mmL3=31mmd4=48mml_4=52mmd4=36mmL4=10mmd5=56mmL 5=12mmd5=48mmL5=60mmde=45mmLe=28mmde=30mmLe=33mmL=224mmd7=30mmL7=31mmL=222mm七、滚动轴承的选择及校核计算低速轴轴承 6009 B=16mm d = 45mm D= 75mm低速轴轴承 6006 B=13mm d = 30mm D= 55mm八、键联接的选择及校核计算8.1输入轴与带轮联接采用平键联接轴径 d1=22mm,L=40mmdi=22mmLi=40mmd2=28mmL2=

25、40mmd3=30mmL3=31mmd4=36mmL4=10mmd5=48mmL5=60mmde=36mmL6=10mmd7=30mmL7=31mmL=222mm查手册123页得，选用A型平键，得：键 A 6 X 32 GB/T1096-2003 L=32mmTi =48549N - mm h=6mm根据课本P149(6.15 )式得33(T p=2T 10 4T 10 =4 X 48549/22 X 6X 32 kdldhl=45.97Mpa t p=110Mpa8.2输出轴与大齿轮联接用平键联接轴径 d4=48mm L4=64mm T?=186149N - mm查手册123页得， 选用A型

26、平键键 14 X 56 GB/T1096-2003L =56mm h=9mm据课本P149(6.15 )式得_2T 103 4T 103T p kdldhl=4X 186149/48 X 9X 56=30.8Mpa t p =110Mpa8.3输出轴与传送带联接用平键联接轴径 d1=34mm L1=50mm T?=186149N - mm查手册123页得， 选用A型平键键 10 X 45 GB/T1096-2003L =45mm h=8mm据课本P149(6.15 )式得_2T 103 4T 103T p=kdldhlA型平键6 X32 GB/T1096 -2003t p=45.97MpaT

27、pA型平键14X56 GB/T1096 -2003t p=30.8MpaT pA型平键10X45 GB/T1096-2003=4X 186149/34 X 8X 45=60.8Mpa彷 p =110Mpa九、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT2O0制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量。1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时 为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封， 联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6

28、.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm圆角半径为R=5o机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，冃匕看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥 视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘 块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部 件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此(T p=60.8Mpa彷 p油孔处的机体外壁应凸起一块， 由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺 安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为 便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。E位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度， 在 机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销， 以提 高定位精度。F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环， 用以起吊或搬运较重 的物体。减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a 1 88箱盖壁厚1(0.8 0.85)88箱盖凸缘厚bl1.5 112箱座凸缘厚b1.512箱座底凸缘