带式运输机传动装置的设计说明书

1、目 录一、传动方案拟定-2二、电动机的选择-2三、计算总传动比及分配各级的传动比-4四、运动参数及动力参数计算-5五、传动零件的设计计算-5六、轴的设计计算-9七、键联接的选择及计算-17八、减速器箱箱盖及附件的设计计算-18九、润滑与密封-20十、设计小结-20十一、参考资料目录-21一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.35KN；带速V=1.45m/s；滚筒直径D=300mm。1、电动机 2、v带传动 3、斜齿圆柱齿轮减速器 4、联轴器 5

2、、带式运输机二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒=0.97×0.992×0.98×0.99×0.97=0.89(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=1350×1.45/1000×0.89 =2.20KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/D=60×1000×1.45/×300

3、=92.3r/min根据2表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=38，则合理总传动比i的范围为i=632，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（632）×92.3=5542955r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由2表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比KW同转满转总传动比带齿轮1Y132s-6310009607.932.632Y100l2-431500142011.6833.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格

4、和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。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Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2KNm。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=1420/92.3=15.382、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） i总=i齿×i 带i齿=i总/i带=15.38/3=5.12四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n

5、m/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/5.12=92.3(r/min)滚筒nw=nII=473.33/5.12=92.3(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd×带=2.20×0.97=2.134KW PII=PI×轴承×齿轮=2.134×0.99×0.98=2.07KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.20/1420=14.79N·m TI=9.55p2/n1 =9550x2.134/473.33=43.06N·m TI

6、I =9.55p2/n2=9550x2.07/92.3=213.85N·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带截型由1表10-8得：=1.2 P=2.20KW=P=1.2×2.20=2.64KW据=2.64KW和=473.33r/min由课本得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由1表10-9，取=90mm> =75dd2= dd1(1-)=3×90×(1-0.02)=264.6 mm由1表10-9，取=262带速V：V=/60×1000=×90×1420/60×

7、1000 =6.68m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+ (dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(90+265)+(265-90)2/4×500=1572.6mm根据110-6选取相近的Ld=1600mm确定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1572.6)/2=536.2mm 符合0.7(dd1+dd2)<a<2(dd1+dd2)，故可用。 (4) 验算小带轮包角1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.

8、30×(265-90)/536.2=161.30>1200（适用） （5）确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查110-9得 P1=1.4KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 P=0.17KW PC=2.64 KW P=1.07KW 查1表10-3，得K=0.95；查1表10-4得 KL=0.99Z= PC/(P+P)KKL=2.64/(1.07+0.17) ×0.95×0.99=2.26 (取3根) (6) 计算轴上压力由1表10-5查得q=0.1kg/m，由式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（

9、2.5/K-1+qV2=500x2.64/3x6.68(2.5/0.95-1)+0.10x6.682 =111.9N则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=2×3×111.9sin(163.1/2)=662.4N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理及确定需用应力：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。选择8级精度制造。查阅表1 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为42SiMn调质，齿面硬度250-280HBS；Hlim1 =720Mpa，bblim1=530MPa；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；Hlim

10、2=460MPa，bblim2 =360MPa,取=1,=1.25;取=188.9，=2.5.bb1=0.7bblim1 /=296.8MPabb2= 0.7bblim2 /=201.6MPaH1= Hlim1 /=720MPaH2= Hlim2 /=460MPa精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触强度计算取载荷系数K=1.2,齿宽系数d=1.1,小齿轮上的转矩 T1=9.55×106×P1/n1=43060N·mm有分度圆直径 ， 取较小的H2= Hlim2 /=460MPa代入得：=45.20mm，则选择齿轮参数：取齿数=20,

11、则=102.4，取103.验算传动比误差大于2%小于5%，故可用。初选螺旋角=15°确定模数m。由=2.18mm。查表得=2.5mm计算中心距 a=（+）/2=153.75mm，圆整后去系列值a=155mm。确定分度圆直径：=m Z1 =50mm =m Z2=257.5mm计算螺旋角，由arccos=（+）/2a=15.29°在8°20°的范围，故可取。（3）计算传动的主要尺寸：实际分度圆 =m Z1 /cos=51.8mm =m Z2 / cos=268.2 齿宽 b=d=55mm则取 =60mm =55mm （4） 校验弯曲强度 bb = bb 求解

12、参量： Zv1 =20/15.29°=22.60 Zv2 = 103/15.29°=115.7 当齿轮径向变位系数为0时，取=4.28 ,=3.95则可以得到：bb1 =137.25<bb1 bb2 =122.1<bb2 故弯曲强度足够。（5） 计算齿轮的圆周速度： V=3.84m/s故，选择8级精度是合宜的六、轴的设计计算1、从动轴设计 （1）选择轴的材料确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知：b=650Mpa,s=360Mpa查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa （2）按扭转强度估

13、算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构考虑，输入端的轴径应最小，最小直径为： dC查2表11-2可得，45钢取C=126103 则dC×(2.07/92.44)1/3mm=29.0335.51mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm （3）齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.07/92.44=213852 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×213850/268.2N=1594N 径向力：Fr=Fttan200=1594×tan20

14、0=580N （4）轴的结构设计并绘制草图 1、轴的结构分析 要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装拆顺序和固定方式，因为不同的装拆顺序和固定方式对应着不同轴的形状，故考虑齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位和固定，右端用套筒固定，因为是单级传动，一般将齿轮安装在箱体中间，轴承安装在箱体的轴承孔中。联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位最后确定轴的形状如图（缺一轴承草图）2、确定轴各段的直径 根据轴各段的直径确定原则，轴段1处为轴的最小直径，为D1=35mm，轴段2要考虑联轴器的定位和安装密封圈的需要，故D2=42.5mm，（取定位轴肩高h=（0.070.1）D1）；轴三

15、安装轴承，为便于装拆应选D3>D2，故D3=45mm，（轴承型号为6209）轴段4用于安装齿轮，故直径选用推荐的标准系列值，取D4=48mm，轴段5为轴环，取D5=56mm，轴段6应与段3同样的直径为D6=45mm。3、确定个轴段的长度 为保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应短于齿轮轮毂的长度，故选择L4=54mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不想碰，应留一定间隙，取两者间距为15mm，为保证轴承含在箱体轴承孔内，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体5mm，故轴段5L5=(15+5)=20mm，根据轴承内圈宽度B=19mm，轴段L6=21mm；因两轴承相对齿轮对称，故取轴段L3=（1+20+19）

16、=40mm；为保证联轴器不与轴承箱体和轴承端盖的尺寸去定轴段2的长度， 查取L2=45mm，根据联轴器轴孔选长度L1=82mm，本方案选择HL-3 Y型联轴器，轴孔长度82mm。 因此，全轴长L=(82+45+40+54+20+21)=262mm4、两轴承之间的跨距L 因为深沟球轴承的支反力作用点在轴承宽度的中点，故两轴承之间的跨距L=(40+29+54)=123mm。5、按扭矩和弯曲组合进行强度校核 绘制轴的结构简图，两端轴承视为一端活动铰链，一端固定铰链。计算轴上的作用力 从动轮上的转矩 T=9.55×P/n=213850Nmm齿轮分度圆直径 d=268.2mm齿轮的圆周力 =1

17、597Nmm齿轮的径向力 =tan20=581.2Nmm计算之反力及弯矩 求垂直平面内的支反力及弯矩：支反力：对称布置,只受一个力故= /2=290Nmm垂直平面内的弯矩：1-1截面：=61.5×290=17835Nmm2-2截面：=28.5×290=8265Nmm求水平平面内的支反力及弯矩：支反力：对称布置，只受一个力故=/2=798.5Nmm水平平面内的弯矩：1-1截面：=798.5×61.5=49107.75Nmm2-2截面：=798.5×28.5=22757.25Nmm求各剖面的合成弯矩：1-1截面：=52252.27Nmm2-2截面：=2421

18、1.6Nmm确定危险截面以及校核其强度： 有图看出，截面1、2所受的转矩相同，但弯矩>,故危险截面可能为截面1，但由于轴径D1>D2，故也应对截面2进行校核。按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取=0.6.1-1截面的应力：= 9.97MPa2-2截面的应力：=10.44Mpa查表11-1，得=55MPa，较1、2截面都较大，故轴强度满足要求，并有相当裕量。轴的工作图的绘制（见工作图） 2、主动轴的设计（1）、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0b

19、b=102Mpa,-1bb=60Mpa （2）、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC，查2表13-5可得，45钢取C=118 则d118×(2.07/473.33)1/3mm=19.29mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm （3）、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.13/473.33=43060N确定轴上零件的位置与固定方式：单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。齿轮靠油环和套筒实现轴向

20、定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。故选择齿轮从轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位和固定，右端用套筒固定。（4）、确定轴各段得直径 轴段1的直径为轴的最小直径，故选定D1=22mm；轴段2要考虑到密封圈的安装需要，选择D2=30mm；轴段3为安装轴承，为便于安装应取D3>D2，且与轴承内径标准系列相符，取D3=35mm（轴承型号为6207）轴段4安装齿轮，此直径选用标准系列值，取D4=37mm，轴段5为轴环，考虑右面轴承的装卸以及右面齿轮的定位，故取D5=45mm，轴段6应与段3同样的直径，故选D6

21、=35mm（5）、确定个轴段的长度 为保证齿轮的固定的可靠性，取轴段4的长度应该稍微短于齿轮的宽度，故L4=53mm；保证轴承含在箱体轴承孔中，取两者的间隙为15mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为5mm，故轴段5L5=20mm，据轴承内圈宽度B=17mm，取L6=19mm，因为两轴承相对齿轮对称，取轴段L3=39mm，取L2=36mm，根据v带传动中长轮的宽度B(z-1)e+2f z轮槽数为3，得B=2×15+18=48mm，取得L1=50mm故全轴长为L=50+36+39+53+20+19=217mm（6）、两轴承之间的跨距L=55+40

22、+29=124mm（7）、按扭矩和弯曲组合进行强度校核 从动轮上的转矩 T=9.55×P/n=43060Nmm齿轮分度圆直径 d=51.8mm齿轮的圆周力 =1662Nmm齿轮的径向力 =tan20=605.1Nmm计算之反力及弯矩 求垂直平面内的支反力及弯矩支反力：对称布置,只受一个力故= /2=302.5Nmm垂直平面内的弯矩：1-1截面：=62×302.5=18758Nmm2-2截面：=21×302.5=6352.5Nmm求水平平面内的支反力及弯矩支反力：对称布置，只受一个力故=/2=831Nmm水平平面内的弯矩：1-1截面：=831×62=515

23、22Nmm2-2截面：=831×21=17451Nmm求各剖面的合成弯矩1-1截面：=54830Nmm2-2截面：=18571Nmm确定危险截面以及校核其强度 有图看出，截面1、2所受的转矩相同，但弯矩>,故危险截面可能为截面1，但由于轴径D1>D2，故也应对截面2进行校核。按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取=0.6.1-1截面的应力：= 11.96 MPa2-2截面的应力：=7.42Mpa查表11-1，得=55MPa，较1、2截面都较大，故轴强度满足要求，并有相当裕量。3、从动轴轴承的校核:（1）根据条件，轴承的预计寿命为 =10×300×

24、12=36000 h（2）由初选轴承的型号为6209查1表14-19可知:d=55mm,外径=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, 查2表10.1可知极限转速9000r/min 已知道n2=92.44r/min，两个轴承的径向反力=891N得轴承内部轴向力=0.6,即=0.6=0.6×891=534.6N因为+=，故=0. 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端：=534.6N;= =534.6N;求系数X,YFA1/FR1=534.6N/891N =0.6FA2/FR2=534.6N/891N =0.6查表得：e=0.68FA

25、1/FR1<e x1=1 y1=0 FA2/FR2<e x2=1 y2=0计算当量动载荷根据1表（14-12）取f P=1.5根据1表（14-7）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×891+0)=1336.5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×891+0)= 1336.5N轴承寿命计算因为P1 = P2 =1336.5N；又深沟球轴承的=3，由114-5公式得 得到=2358744h>36000h。故预期寿命合格。七、键链接的选择及校核计算1、根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮

26、联接的键为：键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为：键10×63 GB1096-792、键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2×213850/56=7637.5N挤压强度：=54.74Mpa<125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度：=35.19Mpa<120MPa=因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10

27、5;40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5油面指示器：选用游标尺M12起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M18×1.5根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8×20,材料Q235螺栓：GB578286 M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×155+1= 4.875 取z=8(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×155+1= 4.1 取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20（6）加强肋厚箱座：m=0.85z=6.8；箱盖m1=0.85z1 =6.8(7)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036×155+12=17.58(取18) (8)地脚螺钉数目