带式运输机传动装置

1、重庆交通大学带式运输机传动装置说明书20132014学年第二学期学院： 机电与汽车工程学院专业： 机械电子工程班级： 机电子3班姓名： 学号： 指导老师： 孙鹏飞前言在21世纪的今天，对现代带学生的能力要求越来越高了，为了能够熟练的掌握书本知识并用于实践中去，学校在我们学习机械设计的同时进行一次设计，以便提高我们在这方面的结合能力。本说明书根据我们机械设计的老师的指导和书本的知识所设计的。在设计过层中，邢老师给了一些宝贵意见，使我在设计过程和编写说明书是有了不少的改进。本说明书把卷扬机的一些数据进行了简单的处理，使读者能够比较清楚的了解卷扬机的内部结构和工作原理。在设计过程中老师给了许多宝贵的

2、意见在此表示感谢。书中存在着一定的错误和缺点，希望老师能给予指出改正。 设计者 2014年5月目录一、 课程设计的目的 4二、 课程设计的内容 4三、 课程设计的要求 5四、 设计计算 6 1、电动机的选择 62、传动装置的数据处理 73、带的设计 84、涡轮蜗杆的设计 105、轴的设计计算 146、轴承的校核 247、联轴器的选择 258、箱体的结构 26五、 总结 28一、 课程设计的目的机械设计课程教学基本要求规定，每个学生必须完成的一个课程设计。它是机械设计课程的最后一个重要环节，也是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，其基本目的是：a) 培养理论联系实践的设计思想，

3、训练综合运用机械设计和有关先休课程的理论，结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识；b) 通过制订设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力、确定尺寸和选择材料，以及较全面地考虑制造工艺和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的设计过程和方法；c) 进行设计基本技能的训练。例如计算.绘图.熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据.进行经验估算和处理数据的能力。二、课程设计的内容课程设计通常选择一般用途的机械传动装置或简单机械为题，如设计图1所示卷扬机的减速器或整机。课程设计通常包括

4、以下内容：决定传动装置的总体设计方案；选择电动机：计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联结件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；机体结构及其附件的设计；绘制装配图及零件工作图；编写计算说明书。 三、课程设计的要求一、原始数据题号参数D1运输带工作拉力F/N2400运输带工作速度v/(m/s)1.0卷筒直径D/mm380二、工作条件与计算要求连续单向运转，载荷有轻微振动。运输带速度允许误差± 5%；两班制工作，3年大修，使用期限15年。(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。)三、设计任务量1）减速器装配图1张（0号或1号）；2）零件工作

5、图13张；3）设计说明书1份。1电动机2蜗杆减速器3联轴器4卷筒5运输带四设计计算1.电动机的选择 (1).按工作要求和条件，选用三相异步电动机，电压380V，Y型。 (2).选择电动机容量电动机所需的工作功由= 式中：、分别为带传动、轴承、单级蜗杆、联轴器和卷筒的传动效率。取=0.96，=0.98（滚子轴承），=0.90（蜗杆，不包括轴承效率），=0.99（滑块联轴器），=0.96，则=0.80所以 =3kW(3).确定电动机转速卷筒轴工作转速为 n=51按机械设计课程设计指导手册推荐的传动比合理范围，去V带传动比的传动比=24，单级蜗杆传动比=1040，则总传动比=20160，故电动机转速

6、的可选范围为n=·n=(20160)×96=192015360符合这一范围的同步转速是3000r/min。查机械设计课程设计手册表2.2可得如下表的1种传动方案方案电动机型号额定 kW电动机转速 电动机重 量 N同步转速满在转速1Y112M-2 4 3000289045由各因素考虑而选择1号方案。2传动装置的数据处理由前面的传动计算可得传动装置的总传动比=2890/51=57。由式=·来分配传动装置的传动比，式中、分别为带传动和减速器的传动比。由机械设计课程设计指导书表（常用传动机构的性能及使用范围）V带的传动比=3，则减速器的传动比为 =57/3=19（1）.确

7、定各轴转速 轴 =2890/3=963 轴 =963/19=50.7 卷筒轴 =50.7（2）.确定各轴输入功率 轴 =·=·=3×0.96=2.88kw 轴 =·=··=2.88×0.98×0.90=2.54kw卷筒轴 =·=··=2.54×0.98×0.99=2.46kw 式中、分别为相邻两轴间的传动效率;(3).确定各轴的转距 电动机的转距 =9550=9550×3.9/2890=9.91N·m 轴 =·=··

8、=9.91×3×0.96=28.54N·m 轴 =·=···=28.54×19×0.98×0.90=478.29N·m卷筒轴 =··=478.29×0.98×0.99=460.03N·m 轴 名 效率P KW转距TN·m转速n 传动比 i效 率 输 入输 出输 入输 出电动机轴30382289030.98 轴2.882.8228.5436.35963 轴2.542.49478.29320.6750.7190.98卷筒轴2,。4

9、6244460.03314.2950.71.000.993、带的设计普通v带的计算功率选择带型确定主动齿轮的基准直径确定从动齿轮的基准直径验算带的速度v带的基准长度确定中心距a实际中心距a验算主动轮上的包角确定带的跟数确定预紧力作用在轴上的压力根据机械设计查的工作情况系数=1.2则=1.2×4=4.8 KW根据和n1由机械设计选择SPZ=63100型窄V带根据机械设计选择小带轮基准直径=90mm根据公式从动齿轮的基准直径=i=3*90=270mm根据表选择，取=280mm根据公式带的速度v=××N1/（60×1000）=×90×289

10、0/（60×100）=13.619 m/s2+（+）+=2×500+（28090）=1583由表8-2选带的基准长度为1640mm根据0.7（+）2（+）0.7（90+270）2（90+270）252720 取=500a+=500+29.5=529.5=159.3°>所以符合要求Z=查机械设计表得=0.95 查同页表得=0.99由N1=2890r/min，=90mm，i=3.0查表8-5c和表8-5d得=1.64kw =0.34kw 所以Z=4.8/（1.64+0.34）*0.95*0.99=2.58取z=3根=查机械设计表得q=0.07 =115.32N=

11、2ZSin=681.41N=4.8 KW选择SPZ=90mm=270mm=13.619 m/s=1640mm=500a=529.5mm=159.3°Z=3=115.32N=681.41N4蜗杆蜗轮的设计1）选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2）选择材料 考虑到蜗杆的传动传递的功效率不大，速度只是中等，鼓蜗杆用45钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗杆用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3）设计计算 计算项目 计算内容

12、 计算结果齿面接触疲劳强度设计计算相关公式来源于机械设计初步计算使用系数动载荷系数齿向载荷系数K载荷系数K弹性影响系数接触系数Z基本许用应力H应力循环次数N寿命设计计算KHN许用应力载荷H中心距a查机械设计得：转速不高选；=1.05载荷平稳选K=1；选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配；选蜗杆分度圆直径和传动中心距的比为0.35；查机械设计图；蜗轮材料为铸锡磷青铜，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC；查机械设计表；N=60jn2Lh 其中j为蜗轮每转一转每个轮齿啮合的次数； n2为蜗轮转速 ；Lh为工作寿命；N=60×1×963×1200÷10=69000

13、00根据机械设计公式根据机械设计公式根据机械设计公式=1.15=1.05K=1K=1.7=160MPaZ=2.9H=158MPaN=6900000KHN=0.59H=268MPaa>275mm校核计算:a>275mm取a=275mm，因i=10，故从机械设计表11-2中取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=110mm。计算项目 计算内容 计算结果蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸模数m蜗杆分度圆直径d1蜗杆头数z1蜗杆直径系数q分度圆倒程角蜗杆轴向齿距pa蜗杆齿顶圆直径da1蜗杆齿根圆直径df1蜗杆轴向齿厚sa蜗轮齿数z2蜗轮变位系数x2蜗轮分度圆直径d2蜗轮喉圆直径da2蜗轮齿根圆直

14、径df2蜗轮咽喉母圆半径rg根据机械设计查表根据机械设计查表根据机械设计查表根据机械设计查表根据机械设计查表根据机械设计查表得pa=m=3.14*8根据机械设计查表得da1= d1+2ha1=80+2*1*8根据机械设计查表得df1= d1-hf1=80-2*(8+0.25)= 90.8mm根据机械设计表得sa=1/2m=1/2*3.14*8根据机械设计查表根据机械设计查表根据机械设计查表得d2=m z2=8*20根据机械设计查表得da2= d2+2ha2=176mm根据机械设计查表得df2= d2-2hf2=140.8mm根据机械设计第245页表11-3得rg2a-1/2da2M=8d1=1

15、10mmz1=2q=13.75=11°1836pa=25.12mmda1=126mmdf1=90.8mmsa=12.56mmz2=20x2=-0.375d2=160mmda2=176mmdf2=140.8mmrg2=187mm验算传动比i= z1/ z2=20/2=10这时传动比误差为（11。7-11）/11=0。063=6.3，是允许的。 计算项目 计算内容 计算结果 计算项目 计算内容 计算结果精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆住蜗杆，蜗轮精度中的选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T10

16、089-1988。 8级精度8f5轴的设计计算一输出轴的设计材料选择45钢已知条件： 轴 =963/10=50.7 轴 =·=··=2.54kw 轴 =·=···=478.92N·m 计算项目 计算内容 计算结果初步确定轴的最小直径dmin 联轴器的选择按机械设计公式dmin=，根据表取=112，dmin=41.3mm输出轴的最小直径显然上安装联轴器的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需要同时 选择联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表，考虑到转矩很小故取KA=1.3则：Tca=KAT2=1。3&#

17、215;478290=621777 N·mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册滑块联轴器（JB/ZQ4384-1997）选择WH7型滑块联轴器其公称转矩为9000000 N·mm。半联轴器的孔径d1=50mm，故取d1-2=50mm；半联轴器的长度L=122mm半联轴器与轴配合的彀孔长度L1=85mmdmin =41.3mmd1=50mmd1-2=50mm；L=122mm2.轴的结构设计 计算项目 计算内容 计算结果轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段长度；1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径

18、d2-3=48mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=52mm。半联轴器与轴配合的彀孔长度L1=85mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，现取l1-2=82mm。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作 要求并根据d2-3=58mm，由机械设计课程设计手册第75页表6-7选择0基本游戏组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为d×D×T=50mm×90mm×21.75mm，故d3-4=d7-8=50mm；而l7-8=23mm。右端滚

19、动轴承采用轴肩进行轴向定位。，由机械设计课程设计手册查得30212安装尺寸为d6-7=60mm。3） 取安装蜗轮处的轴段4-5的直径d4-5=64mm；蜗轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知蜗轮轮彀的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮，此轴段应略短于轮彀宽度，故取l4-5=76mm。蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h>0.07d，取h=6mm，则轴环处的直径d5-6=76mm。轴环宽度b>1.4h，取l5-6=12mm。4） 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间

20、的距离l=30mm，故取l2-3=50mm5） 取蜗轮距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应该距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，则l3-4=T+s+a+(80-76)=22+8+16+4=55mm l6-7=a+s- l5-6=16+8-12=12mmd1-2=50mm；l1-2=82mm。d2-3=58mml2-3=82mmd3-4=60mml3-4=55mmd4-5=64mml4-5=76mmd5-6=76mml5-6=10mmd6-7=60mm。l6-7=12mmd7-8=60mml7-8=23mm3.轴上零件的周向定位 计算项目 计算内容 计算结

21、果轴上零件的周向定位蜗轮，半联轴器的周向定位均采用平键连接。按d4-5查机械设计课程设计手册第53页表4-1得b×h=14mm×9mm，键槽铣刀加工，长为63mm（标准键长）， 同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮彀与轴的配合H7/n6；同样，半联轴器与轴的联结，选用平键为16mm×10mm×70mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。蜗轮与轴b×h=14mm×9mmH7/n6半联轴器与轴16mm×10mm×70mmH7/k64

22、.确定轴上圆角和倒角尺寸 计算项目 计算内容 计算结果确定轴上圆角和倒角尺寸查机械设计第357页表15-2，取轴端倒角为2×45°，各轴肩的圆角半径见图轴的受力简图5.轴上的载荷 计算项目 计算内容 计算结果作用在蜗轮上的力蜗轮分度圆直径d2圆周力Ft径向力Fr轴向力Fa支反力F弯矩M总弯矩M1 M2扭矩Td2=160mmFt=2T2/d2=2×478290/160N=5741NFr=2T1/d1=2×621777/110=7928 NFa=Ft×tan=5741×tan11.8°=1168N水平面 FNH1=985N FN

23、H2=756N垂直面 FNV1=948N FNV2=-20N水平面 MH=124047 N·mm垂直面 MV1=60984 N·mm MV2=-1640 N·mmM1=138227 N·mmM2=124057 N·mm=478290 N·mmd2=160mmFt=5741NFr=7928 NFa=1168NFNH1=985N FNH2=756NFNV1=948N FNV2=-20NMH=124047 N·mmMV1=60984 N·mmMV2=-1640 N·mmM1=138227 N·mmM2

24、=124057 N·mm=478290 N·mm6.校核轴的强度 计算项目 计算内容 计算结果按弯扭合成应力校核轴的强度ca进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据公式（15-5）及轴上的载荷，并取=0.6轴的计算应力ca= =14.75MPaca=14.75MPa前面选顶的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得-1=60MPa。因此ca<-1故安全。一输入轴的设计材料选择45钢已知条件： 轴 =2890/3=963 轴 =·=·=2.98kw 轴 =·=··=28.54

25、N·m 计算项目 计算内容 计算结果初步确定轴的最小直径dmin联轴器的选择按机械设计dmin=，根据表，取=112，dmin=16.1mm 输出轴的最小直径显然上安装联轴器的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需要同时 选择联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表14-1，考虑到转矩很小故取KA=1.3则：Tca=KAT2=1。3×28540=37102N·mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册第101页表8-9滑块联轴器（JB/ZQ4384-1997）选择WH3型滑块联轴器其公称转矩为63N·m。半联轴器的孔径

26、d1=18mm，故取d1-2=18mm；半联轴器的长度L=42mm半联轴器与轴配合的彀孔长度L1=23mmdmin =16.1mmd1=18mmd1-2=18mm；L=23mm2.轴的结构设计 计算项目 计算内容 计算结果轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段长度；6） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=24mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=28mm。半联轴器与轴配合的彀孔长度L1=23mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度比L1略短一些，现取l1-2=20mm。7） 初步选择滚动轴承

27、。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作 要求并根据d2-3=24mm，由机械设计课程设计手册选择0基本游戏组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为d×D×T=25mm×52mm×16.25mm，故d3-4=d6-7=25mm；而l6-7=17mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。，由机械设计课程设计手册第67页表6-7查得30210安装尺寸为d5-6=31mm。8） 取蜗杆的轴段4-5的直径d4-5=80mm；长度比蜗轮的分度圆直径略长一些l4-5=380mm9） 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端

28、盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l2-3=60mm10） 取蜗杆距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应该距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，则l3-4=T+s+a=23+8+16=47mm l6-7=a+s=16+8=24mm弯扭合成应力校核强度和输出轴相近；这里从略d1-2=18mm；l1-2=20mm。d2-3=24mml2-3=60mmd3-4=25mml3-4=47mmd4-5=80mml1-4=325mmd5-6=31mml5-6=12mmd6-7=25m

29、ml6-7=17mm 刚度的校核蜗杆轴的弯曲刚度校核计算蜗杆轴的扭转刚度校核由于蜗杆变形对其撮合精度影响很大，而蜗杆轴又比较细，所以一般对蜗杆轴进行强度校核C点的饶度最大y=-（Fl2）/(48EI)=1=0.015根据机械设计第367页表15-5y=1<y=（0.02 -0.05）ma =0.94- 2.35=0.015<=0.016所以符合弯曲刚度的要求。根据公式=5.37×10（T/GIP）G=8.1×10MPaIP=d/32=4019200=5.37×10（T/GIP）=5.37×10（37100/8.1×10×4

30、019200）=0.510.51(°)/m=<=0.5-1(°)/m所以符合扭转刚度的要求。6轴承的校核作用在轴承上的负荷：径向负荷轴承受力计算当量动负荷验算轴承寿命A处的轴承，=6321.02NB处的轴承，=8548.9N外部轴向力=1617.06N轴承内部轴向力=e=0.4×6321.02=2528.4N=0.4=3419.56N因+=1617.06+2528.4=4145.16>3419.56N=轴承II被压紧，故=2528.4N =+=3545.46NI轴承，/=2528.4/33400=0.0757 e=0.405/=2528.4/6321.02=0.4<e =1, =0;载荷系数=1.1当量动载荷=（+）=2781.24NII轴承，/=3545.46/33400=0.106 e=0.41/=3545.46/8548.9=0.415>e =0.44, =1.1当量动载荷=（+）=9207.6N因<,故只需验算II轴承轴承预期寿命与整机寿命相同为：3×300×8=7200h轴承实际寿命