课程设计报告带式运输机传动装置设计特制材料

1、带式运输机传动装置的设计目录1、 传动方案拟定42、 电动机的选择43、 计算总传动比及分配各级的传动比64、 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72.高速级齿轮传动的设计及校核103.低速级齿轮传动的设计及校核145、 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(第三组）（1） 原始数据已知条件：输送带工作拉力f=2300 n 输送带速度v=1.1m/s 卷筒直径d=300mm(2) 已知条件1） 工作条件：两班制工作（每班按8h计算），连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；滚筒效率。2） 使用折

2、旧期：8年。3） 检修间隔期：4年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。4） 动力来源：电力，三相电流，电压380/220v。 5） 输送带速度容许误差：±5%6） 制造条件及批量：一般机械厂制造，小批量生产。总体设计1 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202 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,

3、v形带传动。滚筒的效率，由表2-2差得1=0.99 2=0.97 3=0.99 4=0.95 5=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： f=2300 n v=1.1m/s d=300mm电动机型号为y160l-6减速器的总传动比为 z=6

4、m=2mm a=135mm预计寿命：8×2×365×8=46720hx=1 y=0p=986.791nc键 8x7a键 20x12a键 14x9a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/mm1y160m-4111500146027.80421102y160l-611100097018.4742110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=160

5、mm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19708.76286.2652342.768.414234.4313157.458.080490.0864157.457.917480.320五传动零件的设计计算1.选v带确定计算功率ca 由表8-7查得工作情况系数,故选择v带的带型 根据can1由图8-11选用b型确定带轮的基准直径dd

6、并验算带速v1 )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/sv25 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： 确定v带的中心距和基准长度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 中心距的变化范围为728-2080mm验算小带轮上的包角 计算带的根数z 1计算单根v带的额定功率r 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l=1.15，于是 2计算v带根数z 取6根

7、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 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p1=8.672kw，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40hbsa.

8、 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=1.3b.计算小齿轮传递的扭矩 t1=95.5×105p1/n1=95.5×105×8.762/970=86265×105nmmc.由表10-7选取齿轮宽系数Ød=1d.由表10-6查得材料弹性系数ze=189.8e.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=600mpa;大齿轮的接触疲劳强度疲劳极限hlim2=550mpaf.计算应力循环次数 n1=60n1jlh=60

9、5;970×(2×8×300×8)×1=2.235×109 n2=2.235×109/2.829=7.9×108g.由图10-19取接触疲劳寿命khn1=0.9；khn2=0.92h.计算接触疲劳许用应力（取失效概率为1%，安全系数s=1） h1= khn1×hlim1/s=0.9×600/1=540mpa h2= khn2×hlim2/s=0.92×550/1=506mpa计算：a.小齿轮分度圆直径d1t,代入h3中较小的值=64.365mmb.计算圆周速度v v=3.27

10、m/sc.计算齿宽b b=× d1t =1×64.365=64.365d.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=10.67e.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=1.621f.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 d1=d1t=

11、64.365=69.278g.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=380mpab.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88 =0.9c.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=244.286e.计算负载系数k k=kakvkfkf=1×1.14×1×1.4=1.596f.查取齿形系数 由表10-5查得yfa1=2.65 yfa2=2.248g.查取应力校正系数 由表10-5查得ysa1=1.58 ysa2=1.746

12、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=200mmb.计算中心距 a= c.计算齿轮宽度 b=1×70=70mm 取b2=70mm, b1=75mm3、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4

13、5钢（调质）240hbs2.选=24 =24×2.176=52.224 取=53 kt=1.3 ze=189.8mpa3.t3=490086n.mm4.查得=600mpa =550mpa5.=60×15745×1×(2×8×300×8)=3.628×108 由图取 =0.92 =0.956.7.d3t=115.285mm 8. 9. 所以，10.d3=121.105mm m=5.046mm11.查得 所以， 12.13.查得 所以，大齿轮的数值大14. 圆整=315. 所以，b2=95mm b1=100mm六轴的设

14、计计算1）输入轴的设计a.初算轴径 选用45钢（调质） 硬度217255hbs，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=27mmb.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 段：d1=27mm 长度取l1=50mm 因为，h=2c c=1.5mm段：d2=d1+2h=27+2×3=33mm l2=20(套筒)+55（联轴箱与外壁距）=75mm段：d3=38

15、mm 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 段： 段：取d5=40mm l5=18mm 则轴承跨距l=235.5mm3.按弯矩复合强度设计计算 已知d1=70mm t1=86265n.mm 圆周力： 径向力：fr=fttan=2464.714×tan20°=897.083n 由上可知：la=64mm lb=214mm lc=134mm1)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

16、垂直面弯矩 c1=690.388×64=44.183)绘制水平面弯矩图（c） 截面c在水平面弯矩为 c2=1897.289×64=121.434)绘制合弯矩图(d) c=129.225)绘制扭矩图（e） =9.55×(/n) ×10=1=86.265 6）绘制当量弯矩（f） 取=1 则=+()=129.22+244.03=276.137）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217255 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

17、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 段： 长度取 段： 段： 初选用7213c型角接触球轴承，内径为65,宽度23， 所以， 段： 段： 段： 段： 3按弯扭复合强度计算 已知 圆周力 径向力 由圆可知 求支反力 截面c在垂直面弯

18、矩 截面c在垂直水平面弯矩 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=115dc=115 2.选轴承：初选用7208c型角接触球轴承，其内径为40mm,宽18mm,d=80mmb.轴的结构设计段：由轴承可知 段段 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轴：7208c轴：7208c轴

19、：7213c 预计寿命：8×2×365×8=46720小时计算输入轴承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=0b.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（）a.轴承所受径向力：fr=2912.3n fa=0 fa/fr=0 x=1y=0b.计算当量动载荷：p=fp(xfr+yfa) p=1.1×(1×2912.3+0)+3203.53nc.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

20、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63t h=9mm4.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=66mmt 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