3222.带式运输机传动装置设计

1、学年论文(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 教授二一 年 六 月 二十 日目 录一、精密机械课程设计任务书.2二、精密机械课程设计说明书 21 传动方案拟定.22 电动机的选择.23 计算总传动比及分配各级的传动比.44 运动参数及动力参数计算.55 传动零件的设计计算.66 轴的设计计算.127 滚动轴承的选择及校核计算.188 键联接的选择及计算.229 设计小结.2310 参考资料目录.23三、设计图纸26南京信息工程大学本科生学年论文（课程设计）任务书所在学院信息与控制学院专业测控技术与仪器学生姓名学号班

2、级开始时间2010年 5 月 20 日至 2010年 6 月 20 日提交时间2010-06-22指导教师题目带式运输机传动装置设计题目性质及来源 性质理论研究 应用研究 技术开发 其他主要内容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12345运输带工作拉力f/n11001150120012501300运输带工作速度v/(m/s)1.51.61.71.51.55卷筒直径d/mm250260270240250数据编号678910运输带工作拉力f/n13501400145015001600运输带工作速度v/(m/s)1.61.551.61.71.8卷筒直径d/mm

3、260250260280300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：10年动力来源：三相交流电（220v/380v）运输带速度允许误差：±5%。论文、设计目标最终提交的文件（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）。指定参考文献 相关机械设计课程设计指导书皆可备注注：此表由指导教师在学年论文（课程设计）工作开始前填写，每位学生两份，一份发给学生，一份交学院留存。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

4、：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：输送带拉力f=1200n；带速v=1.7m/s；滚筒直径d=270mm；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：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×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/（1000总）=1200×1.7/（1000×0.885）=2.305kw 3、确定电动机

5、转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000v/（d）=60×1000×1.7/（×270）=120.25r/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ia=35。取v带传动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=ia×n筒=（620）×120.25=721.52405.01r/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：因此有三种传支比方案：如指导书p15页第一表。综合考虑电动机和

6、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y132s-6。其主要性能：额定功率：3kw，满载转速960r/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=960/120.25=7.982、分配各级传动比（1） 据指导书p7表1，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮×i带i带=i总/i齿轮=7.98/3=2.66四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0=n电机

7、=960r/minni=n0/i带=960/2.66=360.9(r/min)nii=ni/i齿轮=120.3(r/min)niii= nii=120.3(r/min)计算各轴的功率（kw）p0= p工作=2.305kwpi=p0带=2.305×0.96=2.2128kwpii=pi×齿×承=2.10kwpiii=pii×承×联=2.10×0.98×0.99 =2.037kw3计算各轴扭矩（n·mm）4 to = 9550×p0/n0= 9550×2.305×1000/960 =22.

8、93n·mti=9550×pi/ni=9550×2.2128×1000/360.9=58.55n·mtii=9550×pii/nii=9550×2.10×1000/120.3 =166.71n·mtiii=9550×piii/niii=9550×2.037×1000/120.3 =161.74n·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=1pc=kap=1×2.305=2.305kw由课本p

9、82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63100mm 则取dd1=100mm>dmin=63 dd2=n1/n2·dd1=960/360.9×100=266mm由课本p74表5-4，取dd2=270mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960×100/270 =355.56r/min转速误差为：（n2-n2）/n2=（360.9-355.56）/360.9 =0.0148<0.05(允许)带速v：v=dd1n1/60×1000=×100×960/

10、60×1000 =5.03m/s在525m/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)a02(dd1+dd2)0. 7(100+270)a02×(100+270) 所以有：259mma0740mm 由课本p84式（5-15）得：l0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+270)+(270-100)2/4×500 =1595.35mm根据课本p71表（5-2）取ld=1600mm根据课本p84式（5-16）得：aa0+ld-l0/2=500

11、+（1600-1595.35）/2 =502.325mm(4)验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（270-100）/×502.325×57.30=1800-19.390 =160.610>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本p1=0.97kw p1=0.08kwk=0.96 kl=0.99得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =2.305/【(0.97+0.08 )×0.96×0.99】 =2.38(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/

12、（zv）×（2.5/k-1）+qv2=500×2.305/（3×5.03）×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032n =125.05n则作用在轴承的压力fq，fq=2zf0sin（1/2）=2×3×125.05sin（160.610/2）=739.58n2、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，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240260hbs。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ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度

13、设计 由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3 由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=3 取小齿轮齿数z1=20。则大齿轮齿数：z2=iz1=3×20=120 实际传动比i0=60/20=3传动比误差：（i-i0）/i=(3-3)/3=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=3由表 取d=0.9 (3)转矩t1t1=9.55×106×p/n1=9.55×106×2.1/120.3 =166708.23n·mm (4)载荷系数k 取k=1 (5)许用接触应力hh= hlimznt/sh由课本查得：hlimz1=5

14、70mpa hlimz2=350mpa由课本p133式6-52计算应力循环次数nlnl1=60n1rth=60×120.3×8×365×10=2.11×108nl2=nl1/i=2.11×108/3=7.03×107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=1.0h1=hlim1znt1/sh=570×0.92/1.0mpa=524.4mpah2=hlim2znt2/sh=350×0.98/1.0mpa=343mpa故得：

15、d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3=76.431×166708.23×(3+1)/0.9×3×34321/3mm=97.8mm模数：m=d1/z1=97.8/20=4.98mm根据课本表 取标准模数：m=5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度 f=(2kt1/bm2z1)yfaysah确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mz1=5×20mm=100mmd2=mz2=5×60mm=300mm齿宽：b=dd1=0.9×100mm=90mm取b=90mm b1=90mm(7)齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数z1

16、=20,z2=90由表6-9相得yfa1=2.80 ysa1=1.55yfa2=2.28 ysa2=1.69 (8)许用弯曲应力ff= flim ystynt/sf由设计手册查得：flim1=290mpa flim2 =210mpaynt1=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f1=flim1 ystynt1/sf=290×2×0.88/1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =210×2×0.9/1.25mpa=302.4mpa将求得的

17、各参数代入式（6-49）f1=2kt1/（bm2z1)yfa1ysa1=2×1×166708.23/（90×52×20) ×2.8×1.55mpa=32.16mpa< f1f2=2kt1/（bm2z2)yfa1ysa1=2×1×166708.23/（90×52×60) ×2.28×1.69mpa=9.52mpa< f2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(z1+z2)=5/2(20+60)=200mm (10)计算齿轮的圆周速度vv=

18、d1n1/（60×1000）=3.14×100×120.3/（60×1000）=0.63m/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217255hbs根据设计手册例题，并查表10-2，取c=115d115 (2.2128/360.9)1/3mm=21.05mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=21.05×(1+5%)mm=22.10选d=23mm2、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

19、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=23mm 长度取l1=50mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=23+2×2×1.5=29mmd2=29mm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，通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）=93mmiii段直径d3=35mml3

20、=l1-l=50-2=48mm段直径d4=41mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=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因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm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求分度圆直径：已知d1=100mm求转矩：已知t2=58554.28n·mm求圆周力：ftft=2

21、t2/d2=58554.28/50=1171.09n求径向力frfr=ft·tan=1171.09×tan200=426.24n因为该轴两轴承对称，所以：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=213.12nfaz=fbz=ft/2=585.55n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=213.12×50=10.656n·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=585.55×50=29

22、.2775n·m (4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=(10.6562+29.2782)1/2=31.156n·m (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55×（p2/n2）×106=58.55n·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=1，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t)21/2=31.1562+(1×58.55)21/2=66.32n·m (7)校核危险截面c的强度e=mec/（0.1d33）=66.32/（0.1×413）=9.62

23、mpa< -1b=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（217255hbs）根据设计手册表 取c=115dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、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 初选7207c

24、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求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知t3=271n·m求圆周力ft：ft=2t3/d2=2×271×103/300=1806.7n求径向力frfr=ft·tan=1806.7×0.36379=657.2n两轴承对称la=lb=49mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6nfa

25、z=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=1mec=mc2+(t)21/2=47.12+(1×271)21/2 =275.06n·m (6)校核危险截面c的强度由式（

26、10-3）e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36mpa<-1b=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n=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

27、x、y/fa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根据课本表 得e=0.68fa1/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=1.5p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3np2=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=3根据手册得7206ac型的cr=23000

28、nlh=16670/n(ftcr/p)=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n=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、fa2fs1+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、yfa1/fr1=569.

29、1/903.35=0.63fa2/fr2=569.1/930.35=0.63根据课本表 得：e=0.68fa1/fr1<e x1=1 y1=0fa2/fr2<e x2=1 y2=0 (4)计算当量动载荷p1、p2根据表 取fp=1.5p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.5×(1×903.35)=1355np2=fp(x2fr2+y2fa2)=1.5×(1×903.35)=1355n (5)计算轴承寿命lhp1=p2 故p=1355 =3根据手册 7207ac型轴承cr=30500n根据课本 表 得：ft=1lh=16670/n(ftcr/p) =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 gb1