带式运输机传动装置的设计方案说明书

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204一、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)小批量生产，带式输送机的传动效率为 0.96。(3)原始数据：滚筒圆周力F=2KN带速V=1.3m/s;滚筒直径D=180mm1、电动机2、v带传动3、斜齿圆柱齿轮减速器4

2、、联轴器5、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：刀总二刀带x刀2轴承x刀齿轮x刀联轴器x刀滚筒=0.96 X 0.992 X 0.98 乂 0.99 乂 0.97=0.89（2>电机所需的工作功率：Pd=FV/1000i总=2000X 1.3/1000 X0.89 =2.31KW3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速：Nw=6（X 1000V/ 兀 D=60X 1000X 1.3/ 兀 X180 = 137.93r/min根据2表2.2中推荐的合理传动比范围，取 V

3、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 x nw=<632） X 137.93=8284414r/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-6310009607.932.632Y10012-431500142011.6833.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较

4、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 Y10012-4。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Y10012-4。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=1420/137.93=10.32、分配各级传动比(1)取i带=3(2) i总口齿x i带兀.i 齿=i 总/i 带= 10.3/3=3.43四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速<r/min )nI=nm/i 带=

5、1420/3=473.33(r/min>nII=nI/i齿=473.33/3.43=137.93(r/min>滚筒 nw=nII=473.33/3.43=137.93(r/min>2、计算各轴的功率<KWPI=PdX 1带=2.31 X0.96=2.2176KWPII=PI x 刀 轴承x 刀 齿轮=2.2176 X 0.99 X0.98=2.15KW3、计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550X 2.31/1420=15.54N mTI=9.55p2/n1=9550x2.2176/473.33=44.7N mTII =9.55p2/n2=9550x2.15/13

6、7.93=148.86N 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：回=1.2 P=2.31KW3 = S P=1.2X2.31=2.772KW据=2.772KWO =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 回=90mm匆=75dd2=idd1(1- e>=3X 90X (1 -0,02>=264.6 mm由1表10-9,取回=265带速 V: V=% 目 D/60 X 1000=兀 X90X 1420/60X 1000=6.68m/s在525m/s范围内，带速合适。(

7、3)确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+ 兀(dd1+dd2>/2+(dd2-dd1>2/4a0=2X 500+3.14(90+265>+(265 - 90>2/4 X 500=1572.6mm根据110-6选取相近的Ld=1600mm确定中心距 a=a0+(Ld-Ld0>/2=500+(1600-1572.6>/2=536.2mm 符合 0.7(dd1+dd2><a<2(dd1+dd2> ,故可用。(4>验算小带轮包角民 1 = 1800-57.30 X(dd2-dd1>/a= 1800-57.30

8、X (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=1.4KWi#l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 P1.07KW 查1表 10-3 ,得 K% =0.95 ;查1表 10-4 得 KL=0.99Z= PC/(P+ AP>Ka KL =2.64/(1.07+0.17> X0.95 X0.99 =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

9、V带的初拉 力：F0=500PC/ZV<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(认 1/2>=2 x 3X 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 ; (T Hlim1 =720Mpa

10、, (rbblim1=530MPa;大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS ; (T Hlim2=460MPa , b bblim2=360MPa, 取=1,回=1.25。取回=188.9,凶=2.5.(rbb1=0.7(rbblim1/ 凶=296.8MPa(rbb2= 0.7 (rbblim2/ 3 =201.6MPa(T H1=(rHlim1 / S =720MPa(T H2= (rHlim2 / H =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0d=1.1,小齿轮上的转矩T1=9.55X 10

11、6X P1/n1=43060N mm有分度圆直径取较小的(T H2=er Hlim2 / G =460MP玳入得：=45.20mm则选择齿轮参数：取齿数目=20,则=102.4，取103.验算传动比误差大于2%卜于5%故可用。初选螺旋角(3=15°确定模数 m 由 一 =:=2.18mm 查表得 一 =2.5mm计算中心距 a=<习+®)/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(3 ,由arccos B =囚 < 回+回)/2a=15.29 在8 20°的范围，故可取

12、。<3)计算传动的主要尺寸:实际分度圆S =m Z1/cos B =51.8mm0 =m Z2 / cos B =268.2齿宽 b= 少d回=55mm贝 U取=60mm=55mm(4) 校验弯曲强度er bb= k w (T bb求解参量： Zv1 =20/ 闫 15.29 =22.60Zv2 = 103/ 闫 15.29 =115.7当齿轮径向变位系数为0时，取臼=4.28 ,习=3.95则可以得到：(T bb1 =|=137.25< (T bb1 (rbb2 =I =122.1<(rbb2 故弯曲强度足够。(5) 计算齿轮的圆周速度：V= 叵=3.84m/s故，选择8级

13、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：(rb=650Mpa,(rS=360Mpa查2表 13-6 可知：(rb+1bb=215Mpa(T0bb=102Mpa, g-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 dm CX （2.07/92.44>1/3mm=29.0335.51mm考虑键梢的影响以及联轴器孔径系列标准，取 d=3

14、5mm< 3）齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55Xl06P/n=9.55 X 106X 2.07/92.44=213852 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2 X213850/2 68.2N=1594N径向力：Fr=Fttan200=1594 x tan200=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

15、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 球一轴承草图）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);轴三安装轴承，为便于装拆应选 D3>D2故口3=45m1刀<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=45mm3、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

16、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)=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

17、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>=123mm5、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较链，一端固定较 链。计算轴上的作用力 从动轮上的转矩 T=9.55X凹P/n=213850Nmm 齿轮分度圆直径 d=268.2mm齿轮的圆周力=_ =1597Nmm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 =0 /2=290Nmm垂直平面内的弯矩：1-1 截面： 臼=61.5 X290=17835Nmm2-2 截面：习=28.5 X290=

18、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： W =798.5 X61.5=49107.75Nmm2-2 截面： 3 =798.5 X28.5=22757.25Nmm求各剖面的合成弯矩：1-1 截面：S =52252.27Nmm2-2 截面：= = I -I =24211.6Nmm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 区 > 因，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

19、面的应力:=.=9.97MPa2-2截面的应力:=10.44Mpa查表11-1 ,得=5 =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：(rb=650Mpa,(T s=360Mpa,查2表 13-6 可知(rb+1bb=215Mpa (r0bb=102Mpa,6-1bb=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回，查2表13

20、-5可得，45钢取C=118贝U d三 118X (2.07/473.33>1/3mm=19.29mm考虑键梢的影响以系列标准，取d=22mm< 3)、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩： T=9.55X 106P/n=9.55 乂 106X 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。

21、<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<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=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

22、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 一轮梢数为3,得 B=2X 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+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=9.55X 凹 P/n=43060Nmm齿轮分度圆直径d=51.8mm齿轮的圆周力

23、=_ =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 = U = 0 /2=302.5Nmm 垂直平面内的弯矩：1-1 截面： 目=62X 302.5=18758Nmm2-2 截面： S =21X302.5=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 3=3 =0 /2=831Nmm 水平平面内的弯矩：1-1 截面： 回=831X62=51522Nmm2-2 截面： 3 =831X21=17451Nmm求各剖面的合成弯矩1-1 截面：S =尸=54830Nmm2-2 截面：=

24、I = I =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 臼> W ,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：=匀 =11.96 MPa2-2截面的应力：=3=7.42Mpa查表11-1 ,得叵I =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=10X 300X 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

25、D =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 回=回=891N得轴承内部轴向力 回=0.6回，即回=可=0.6回=0.6 X891=534.6N因为日+ H =因，故因=0.故任意取一端为压紧端，现取 1端为压 紧端：回=W =534.6N。= =0 =534.6N。求系数X,YFA1/FR1=534.6N/891N =0.6FA2/FR2=534.6N/891N =0.6查表得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/

26、FR2<e x2=1y2=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 +y1 FA1>=1,5X (1 X 891 +0>=1336.5NP2=fp(x2FR1 +y2R2>=1,5X (1 X891+0>= 1336.5N轴承寿命计算因为P1=P2 =1336.5N;又深沟球轴承的e =3,由公式得得到3 =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 >与丫带轮联接的键为：键8X36 GB109679大齿轮与轴连接

27、的键为：键 14X 45 GB1096-79轴与联轴器的键为：键 10X 63GB1096792、键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键14X 45 GB1096-79bxh=14x 9,L=45,则 Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2 X 213850/56=7637.5N挤压强度：| =54.74Mpa<125150MPa寸 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8X36 GB1096-79 和键10X40 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：

28、由于在室内使用，选通气器 <一次过滤），采用M18X 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 M1佻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 M18X30，材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783-86 M8X12，材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783-86 M8X 20,材料Q235螺栓：GB5782-86 M14X 100,材料 Q235箱体的主要尺寸：(1> 箱 座 壁 厚 z=0.025a+1=0.025 X 155+1=4.875取z=8(2>

29、箱 盖 壁 厚 z1=0.02a+1=0.02 X 155+1=4.1取 z1=8(3>箱盖凸缘厚度 b1=1.5z1 = 1.5 X8=12(4>箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5 X8=12(5>箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5 X8=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 x 155+12=17.58(取 18>(8>地脚螺钉数目n=4 (因为a<250>(9>轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75 X18= 13.5 ( 取 14&g