带式运输机传动装置设计任务书

1、带式运输机传动装置设计任务书一.课程设计书设计课题：设计一带式运输机传动装置.运输机连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限8年，减 速器小批量生产，两班制工作，运输容许速度误差为土 5%。表一数据编号运输机的工作拉力F/N运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mrj）26901.60260设计要求1. 减速器装配图一（A1）。2. 绘制轴零件图（A4）、齿轮零件图（A3）各一，绘制箱体零件图（A1）3. 设计说明书一份。三.设计步骤1.传动装置总体设计方案计算与说明主要结论1).组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2).特点：齿轮相对于轴承对称分布，故轴向载荷分布均匀，要求轴要满足-定的

2、刚度。3).确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V型带设置在高速级。2电动机的选择计算与说明主要结论（1）电动机类型和结构形式的选择Y系列二相交流异步电 动机Y系列二相交流异步电动机（2）确定电动机容量：工作机阻力F1150N带式运输机效率w0.96工作机所需功率pwFv1150 1.60.kw 1 917kw1000 0.961000 wV带传动的效率10.95轴承效率20.99（球轴承稀油润滑）齿轮传动的效率30.97（齿轮为8级精度，稀油润滑）弹性联轴器效率40.99传动装置的总效率aa 123 40.95 0.992 0.97 0.990.894电动机的输出功率PdP 1.

3、917kw 2.144kw0.894（3）电动机的选择因为电动机的额定功率P Pd，选择Y系列三相异步交流电动机型号为 Y100L1-4其参数如下表型号为Y100L1-4电动机型 号额定功率KW满载转速额定转矩同步转速ZminY100L1-42.214202.215003传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配卷筒的速度V卷Dn卷1.吹601000卷筒的转速n卷6010001.6JDn卷117.53/ .卷/ min总传动比ianm144012.1n卷117.53初取id3.1i1i id12.13.1i13.94 传动装置运动和运动参数计算(1)各轴转速1420/minnm 1420 nid

4、 3.1n458.1n i3.9458.1 rmin117.5rmin(2) 各轴输入功率 电机额定功率 轴的输出功率 轴 的输出功率 卷轴的输出功率(3)各轴输入转矩：电动机输出转矩轴的输出转矩轴 的输出转矩工作机轴输出转矩Pd2.144kwP1Pd 1 2.144 0.95P P 2 32.037 0.97 0.99P卷P 2 4 1.956 0.99 0.99T电9500P电9550 2.144 N mn电1420P2.037T19550 9550Nm ；n458.1P1.956T29550 9550Nm ；n117.5T3T2 2 4156.620.97 0.99N mP 2.037k

5、wP 1.956kwF卷 1.917kwT电 14.42N mT 41.82N mT 156.62 N mT3153.5N m轴号输入功率P/kw输入转矩T/( n m)转速n/(r/mi n)传动比i效率电动机轴2.14414.4214201轴2.03741.82458.13.10.96032轴1.956156.62117.53.90.9603工作机轴1.917153.5117.510.99将以上结果列入下表，供以后计算使用主要结果女口左表5 设计V带和带轮计算与说明主要结论一设计V带1确定V带截型工作情况系数带式运输机工作载何变化较小由表6-4计算功率V带截型2确定V带轮基准直径小带轮基准

6、直径大带轮基准直径验算带速3确定中心距及V带基准长度 初定中心距计算V带基准长度V带基准长度实际中心距验算小带轮包角1 180Ld22Ld1取 Ka 1.2Pc KaPd 1.2 2.144kw由图6-13选取Z型V带由图6-13及表6-3n1dd dd1 n2由表6-3知dd1i取dd90mm90 3.1279 mmdd2 280mmVdd1n60 1000 60，取3.14 90 1420由 0.7(dd1 dd2)得259L d 2a02 56010006.69msKa 1.2Pc 2.573kw Z型V带dd 90mmdd2 280mmV 6.69%在允许围a0740a。dd22 dd

7、1初选a0dd123.14 c90 280 21717.3mm由表6-2选取LdLd - L da056057.3180280dd2560 mm2dd2 dd14a02280 904 5601600mm16001717.3501.4mm90 57.3 501.4158.3Ld 1600mma=501.4mm1158.34 确定V带根数单根V带基本额定功率 单根V带额定功率增量 小带轮包角修正系数 带长修正系数V带根数 ZPc由表 6-5 p10.643kw由表 6-6p10.03kw由表6-7线性插值求得ka由表 6-2 ki 1.162.5730.943P13.495P1 kaki0.643

8、 0.030.943 1.16所以取Z5计算初拉力V 带单位长度质量由表6-10.06单根V带的初拉力F0500 PC 2.5 vz ka2qv50025732.5210.06 6.696.69 4 0.94382.1N取 F082.1N6 高速齿轮传动的设计计算与说明主要结果1选择齿轮材料及确定初步参数(1)选择齿轮材料及热处理小齿轮45钢调制小齿轮45钢调制处理，齿面硬度240HBS大齿轮45钢正火处理，齿面硬度200HBS大齿轮45钢正火这是闭式软齿面齿轮传动，故先按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。(2)按齿面接触疲劳强度设计1)许用接触应力h lim 1 589MPa极限应力HL

9、im0.87HBS380（表 3-4）HLim2554MPa安全系数取Sh1HHLim许用接触应力ShHlim589 一H 1MpaSh1H1589M paHlim554H 2MpaSh1H2554M pa2按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数(1)计算小齿轮分度圆直径1)小齿轮转矩T1T14.182104 N mm齿宽系数单级减速器中齿轮相对轴承对称布T14.182 10 N mmi置，由表3-7 取 d1载荷系数工作平稳，软齿面齿轮取节点区域系数标准直齿圆柱齿轮传动K1.4弹性系数由表3-5Zh2.5Ze189.&MPa(2)求所需小齿轮直径d12KT1 I 1 ZhZe d1 3

10、J2 1.4 4.182 1 04 3.9 1198.8 2.5 247.61mm3.9554（3）确定几何尺寸1 ）齿数2 ）模数3 ）中心距Z2d1乙乙 3.9 2597.547.611.9044 mm25由表3-2取标准模数m Z1 Z2 a 225 100mm 125mm4）分度圆直径d 1mZ12 2550mmd 2mZ22 100200mm5bdd11 50 mm1 50mm）确疋齿宽大齿轮齿宽b2b50 mm小齿轮齿宽b1b 656 656mm3齿根弯曲疲劳强度校核1） 计算许用弯曲应力1）许用齿根应力Flin0.7HBS 275（表 3-4）2）安全系数取d147.61mmZ1

11、25Z2100m 2mma 125mmd1 50mmd2200mmb2 50mmb1 56mmFlim 443MPaF lim 415MPaSf1.43）.许用齿根应力FlimFSfF1F lim 1443316MPaSf1.4F2F lim 2415296MPaSf1.4f 1 316MPaF2 296MPa2)验算齿根弯曲应力1).复合齿形系数由表3-6，YFS14.21YFS23.962).齿根应力2KT1YF1.T FS1bd1m2 1.4 4.18 1044.2150 50 298.59MPaF198.59MPa丫FS2F2F1 ytFS1cc 厂c 4.2198.59 3.9610

12、4.81MPaF2104.81MPa由 F1F1, F2F2结论:齿根弯曲疲劳强度足够。7 滚动轴承和传动轴的设计主要结论计算与说明1高速轴设计:(1)材料：选用45钢，调质处理，查表3-1 1， C取115(2)各轴段直径的确定改尺寸1L 234.6 mm2低速轴设计：（1）材料：选用45钢，调质处理，查表3-1 1，C=115（2）轴段直径的确定：143'H&TVl30由 dC3 P , P=2.0368kw,则 n3 p3'2.0368d C3115318.91mmTn 458.1因为有键连接，所以 d 18.91 1 5% 19.86 mm,取d仁22mmL仁4

13、4mm L2装轴承套也起轴向定位作用，所以取 d2=28mm L2=58.6mmL3装轴承，所以取d3=30mmL3=28mm d7也是装轴承，取d7=30, L7=28mm d6段为齿轮轴过渡段，取d6=36mmL6=10mmd5段我齿轮轴段，L5=b仁56mm d4段为过渡段取d4=36mm L4=10mm初选轴承6206,其径为30mm综上所述：该轴的长度L=234.6mm由 d C3 p，则 d C3 P 115 3 1.95629.364mm ,HnFnA 117.5考虑到该轴段上开有键槽，因此取 d1 d 10.0530.83mm取 d1 32mm， L1 64mm，d2为连轴器的

14、定位轴肩,取d2 38mm， L2=56.6mmd3装配轴承，选用6208轴承,取d3 40mm, L3 44mm d4装配低速级大齿轮，d4 46mm , L4 43mmd5为齿轮轴肩，取 d5=52mm, L5=6mmd6为过度轴段,取d6=46mm L6=7mmd7 装配轴承,选用 6208,取 d7=40mm, L7 30mm取齿轮距箱体壁距离为：12mm所以该轴的总长为：L=250.6mm3.校核高速轴由 Li 88.6 mmj_2 L358 mm作用在齿轮上的圆周力为：径向力为FrFt2 4182 1031672.8N50tan1672.8 tan 20608.85NFaFtMFb

15、 0A 0FaFt 58Fb 1672.8Fb 116 0求水平面的支承反力：FqFrA FrBFr0F rBFrA36.25M0Fq88.6 FrB 116 FrA 58 0绘制垂直面弯矩图MvFaL3836.40.05843.5N mm绘制水平面弯矩图M AHFq11645.188.6 10357.16N m1M CHFqL1 L2Fa L246.06N m求垂直面的支承反力:Ft 1672.8 NFr 608.85NFA 836.4 NFB 836.4 N求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把.mH m；作为合成弯矩FrB797.15NFrA833.4 NMA Jm 2av_MIT ；57.

16、1620257.16N mMC ,MCV MCH46.062 43.52 61.2N mm绘制转矩图:轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴的材料的为45钢，调制，则绘制当量弯矩MeT 吋 1672-80.05 41.82N m2由合成弯矩图和轴的结构图可知，C和B都有可能是危险截面，应分析计算其当量弯矩，此处将轴的扭切应力视为脉动循环，取0.6则C截面左侧的当量弯矩M eejmC T,61.2225.12B截面当量弯矩为M AeMA(T)2、57.16225.12计算危险截面处轴的直径:轴的材料选用的45钢，调质处理，由表C截面处的计算直径:7-13d 336614 1022.26mm0.1 60

17、计入键槽的影响22.26 1.05 23.37mm有de 3623.37，则C截面处轴的强度足够A截面处的计算直径d 册：0.1 60362.4 1021.83mm计入键槽的影响21.83 1.05 22.9230所以该轴是安全的。 弯矩及轴的受力分析图如下M V 43.5mmM ah57.16 N mmM ch46.06 N mmT 41.82N mM ee 66.14N mM Ae 62.4N md 21.83mm.3计算高速轴的轴承1.计算当量动载荷Fp由于轴承只承受径向载荷，故当量动载荷即为轴承承受的径向载荷（轴承 的支承反力）。此处两轴的当量动载荷为：F P1F P2、836.428

18、33.421180.7N83.642797.1521155.4Nw 60MPa2.轴承的寿命计算 轴承基本额定动载荷 温度系数 载荷系数 寿命指数 轴承的实际寿命由附表8-3由表8-6由表8-7球轴承Fp1F P21180.7N1155.4N19.50KN1.01106 ftCh 60n fpFp631061.0 19500,h 60 458.1 1.3 1180.7轴承的预期寿命Lh 46720h结论：由于Lh Lhfp 1.33Lh74600.8h故6206轴承可用9高速轴上键的设计与校核1. 与带轮相联的键的类型选用A型普通平键键的材料45钢键的尺寸已知d1 =22mm轮毂长44,由附表

19、2-7参考教材，取 b h=7 7 L=40mm2. 校核键联接的强度普通平键构成静联接，因此只需校核轮毂的挤压强度许用挤压应力已知V带轮材料为铸铁，由表2-12键的工作长度L L b 40 7 33mm挤压应力334T310447.82 103、/卄口血+36.2MPa满足要求 hld207 33所以所选键为:b h l= 7 7 40p 5060MPa10 .箱体结构的设计计算与说明主要结论减速器的箱体采用铸造（HT200制成，采用剖分式结构为了保证齿轮 啮合质量，大端盖分机体采用 巴配合。is61. 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. 考虑到机体零件的润

20、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为32mm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6.3。3. 机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8，圆角半径为R=3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，能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一 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M6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

21、的一侧，以 便放油，放油孔用螺塞堵住，因此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，机体温度升咼，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，以便达到体为压力平衡。E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆 柱形，以免破坏螺纹。F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 度方向各安装两个圆锥疋位销，以提咼疋位精度。G吊环：在机盖上直接铸出吊环，用以起吊或搬运

22、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0.025a3 88箱盖壁厚1i 0.02a3 88箱盖凸缘厚度bib|1.5 112箱座凸缘厚度bb 1.512箱座底凸缘厚度b2b22.520地脚螺钉直径dfdf 0.036a 12M20地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径did10.72dfM16机盖与机座联接螺栓直径d2d2= (0.50.6 ) dfM10轴承端盖螺钉直径d3d3= (0.40.5 ) df8视孔盖螺钉直径d4d4 = (0.30.4 ) df6定位销直径dd =（ 0.70.8） d28df , d1, d2 至外Ci查机械课程设计指导26机壁距

23、离书表42216df , d2至凸缘边C2查机械课程设计指导24缘距离书表414外机壁至轴承座lili =Ci+C2+（ 812）47端面距离大齿轮顶圆与机11>1.210壁距离齿轮端面与机壁22 >12距离机盖，机座肋厚mi, mmi0.85 1, m 0.85mi 8 m 9轴承端盖外径D2D2 D +（ 55.5） d3104 （1 轴）122（ 2 轴）轴承旁联结螺栓SS D262（ 1 轴）80（ 2 轴）距离11.润滑密封设计计算说明主要结论对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，2ndv大齿轮的圆周速度6022117.5200 口/60 1000 2v 1.2

24、3%由于v 2叹所以采用脂润滑，箱体选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+hi由 H=32 hi=13所以 H h132 13 45mm其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密 封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应 精创，其表面粗度应为 6.3 。密封的表面 要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距 离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。12.联轴器设计计算与说明主要结论1. 类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性柱销联轴器2. 载荷计算.转矩：查表14-2Tc KaT31.5 153.5N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以 查机械设计手册22 112选取HL2型弹性柱销联轴器其公称转矩为315 N mKa 1.5Tc 230.25N m四.设计小结这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。不仅是自己能够独立完成了设计任务，更重要 的是在这段时间使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。设计过程可以用“改改改”来形象说明， 错了改，再错再改，一直到整图变样为止，这就是精益求精的设计过程，设计不怕错，怕错了不改。感觉设计对我们这些刚刚入门（