带式运输机传动装置设计课程设计

1、带式运输机传动装置设计1.工作条件连续单向运转，载荷有轻微冲击，空载起动；使用期5年，每年300个工作日，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为土5%1-电动机；2-联轴器；3-展开式二级圆柱齿轮减速器；4-卷筒；5-运输带题目B图带式运输机传动示意图2.设计数据学号一数据编号11-112-213-314-415-5运输市工作拉力F(kN)运输带工作速度v(m/s)卷筒直径D(mm)3803603403203003.设计任务1)选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。2)进行传动装置中的传动零件设计计算。3)绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。4)编写设计计算说

2、明书。二、电动机的选择1、动力机类型选择因为载荷有轻微冲击，单班制工作，所以选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择(1)传动装置的总效率：(2)电机所需的功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：因为ia840所以ianw8-4050.76406.082030.4r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。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

3、转速，选定电动机型号为Y132M2-6其主要性能：额定功率；满载转速960r/min；额定转矩；质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级传动比查表可知i11.4i2所以i11.4ia.1.418.915.16四、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率Po=P电机=Pi=P电机X4i=X=KWPi=PX42=XX=KWPiii=PiX43=XX=Piv=XX=3、计算各轴扭矩T零=9550P/n=4377N-mmT=x106Pi/ni=4333N-mmTii=x106Pii/nii=21500N-mmTii=x106Pii/niii=75520N-mmT

4、n=9550X106Piv/nw=74025N-mm五、传动零件的设计计算1 .选精度等级、材料及齿数1)材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBs大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS2)精度等级选用7级精度；3) 试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=124的；2 .按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式(1021)试算，即3KtTu1Ze2dt>Ju叫1.343.77N*m、叩d选定载荷Kt计算扭矩T17级精度；z1=20z2=963 .确定公式内的各计算数值(1)试选Kt

5、=(2)由1表107选取尺宽系数小d=1(3)由1表106查得材料的弹性影响系数Ze=(4)由1图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极。Hlim1=600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限aHlim2=550MPa(5)由1式1013计算应力循环次数N1=60n1jLh=60X960X1X(1X8X300X5)=6.912108N2=N1/=X10e8N3=X10e8N4=N3/=X10e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小(6)由1图1019查得接触疲劳寿命系数KHN仁KHN2=KHN能计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式（1012

6、）得°h1=X600Mp4552MPa°h2=X550Mp4517MPa°h3=X600Mp4564MPa°h4=X550Mp4539MPa计算高速轴试算小齿轮分度圆直径d1t3d1t>2.32*/KT1u21ZeU0=2.32*11.343.771033.21189.813.2517计算圆周速度冗dtn2冗50.092960v=11=s601000601000计算齿宽b及模数mb=（）dd1t=1x=d1t50.029m=_j_=Zi24h=x=b/h=计算载荷系数K由1表102已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=s,7级精度，由1图108查得动

7、载系数KV=;由1表10-4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时Khb的计算公式和直齿轮的相同使用系数KA=1由b/h=,Khb=查1表1013查得Kfb=由1表103查得KHa=KHa=1。故载荷系数K=KaKvKhocKhB=xx1X=按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式(1010a)得33d1=d1t.K/Kt=50.0921.79/1.3mm=计算模数mmd!=5Q'73mm=z124由1图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限弯曲疲劳极限强度aF2=380MPa由110-18查得弯曲寿命系数KFN1=KFN2=计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=见1表10-12得0

8、.85*500aF1=(KFN1*(yF1)/S=1.4aF2=(KFN2,F2)/S=0.9*380=1.4计算载荷系数K=KKKfocKfB=1XX4X=查取应力校正系数由表105查得Ysa1=;Ysa2j查取齿形系数YFa1=YFa2=计算大、小齿轮的并YaY笆加以比较)FaF1=500Mpa大齿轮得YFa1YSa1_2.651.58_与1303.57YFa2YSa222.161.81244.29设计计算21.5124.377*10e4124对结果进彳f处理取m=2Z1=d1/m="260.01600=Z2=u*Z1=*26135几何尺寸计算计算分度圆直径中心距d1=z1m=2

9、6*2=52mmd2=z1m=135*2=270mma=(d1+d2)/2=(270+52)/2=161计算齿轮宽度b=()dd1=52mm计算低速轴试算小齿轮分度圆直径d1t32D2Q2.32*JKT1。乏弧u032c“*1.3215103.21189.8=2.32*J=13.2539计算圆周速度、一冗chi一九82.82186.05v=s601000601000计算齿宽b及模数mb=（）dd1t=1x=%82.82m=t-=Z124h=x=b/h=计算载荷系数K由1表102已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=s,7级精度，由1图108查得动载系数KV=;由1表10-4查得7级精度小齿轮相对

10、支撑非对称布置时Khb的计算公式和直齿轮的相同使用系数KA=1由b/h=,Khb=查1表1013查得Kfb=由1表103查得KHa=KHa=1。故载荷系数K=KaKvKhocKhB=xX1X=按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得33d1=d1t.K/Kt=82.82.0.9/1.3mm=计算模数mm-=71.32mm=z124由1图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限aF1=500Mpa大齿轮得弯曲疲劳极限强度aF2=380MPa由110-18查得弯曲寿命系数KFN3=KFN4=计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=见1表10-12得09*500aF1=（KFN1*（y

11、F1）/S=0=1.4aF2=（KFN2,F2）/S=0.95*380=1.4计算载荷系数K=KKKfocKfB=1XX1X=查取应力校正系数由表105查得Ysa3=;Ysa4j查取齿形系数YFa3=YFa4=计算大、小齿轮的并YaYSa加以比较YFa1YSa12.651.58°"f1YFa2YSa2321432.21.78°"f2257.86设计计算20.9215*10e412420.015186=对结果进彳f处理取m=取3Z1=d1/m=g=28Z2=u*Z1=*28-102几何尺寸计算计算分度圆直径中心距d1=z1m=28*3=84mmd2=z1m

12、=102*3=306mma=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195计算齿轮宽度b=()dd1=84mm六、轴的设计计算1总结以上的数据功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角m1430r/min42mm20°L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=*tan20°=3初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A=112。于是有4联轴器的型号的选取查表114-1,取3=则；Tca=Ka*T3=*=mTca=Ka*T3=*=m按照计算转矩Tca应小于联轴器

13、的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2）,选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63NI-mi半联轴器的孔径d1=16mm同取d1-2=16mm4联轴器的型号的选取查表114-1,取3=则；Tca=Ka*T3=*=m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2）,选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63N-m半联轴器的孔径di=16mm.固取di-2=16mm见下表5.轴的结构设计A拟定轴上零件的装配方案B根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的

14、直径d2-3=18mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=2d半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm,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，固取1-2断的长度应比Li略短一些，现取L1-2=40mmb初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8'-16'，大量生产价格最低固选用深沟球轴承，又根据d2-3=18mm所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位查2又根据d2-3=18mnffi上表取d3-4=20mmc取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25m

15、md轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm固取L-3=40mm,c=15mm考虑到箱体的制Ft=Fr=GY2凸缘联轴器Ka=Tca=md1=16mm造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=12mM、齿轮的轮毂长L=50mm则L3-4=12mm至此已初步确定轴得长度有因为两轴承距离为189,含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1表15-2取七、滚动轴承的选择及校核计算、根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行

16、轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809,其基本额定动载荷K4650N,基本额定静载荷C0,4320N。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=758NFNV1=FNH2=FNV2=由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2,所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1)求比值轴承所受径向力Fr,1600.22697.232N1745.5N所受的轴向力Fa0N它们的比值为Fa0Fr根据1表13-5,深沟球轴承的最小e值为，故此时且e。Fr2)计算当量动载荷P,根据1式(13-8a)Pfp(XFrYFa)按照1表13-5,X=1,Y=0,按照1表

17、13-6,fP1.01.2,取fP1.1。则3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为Lh'283658h46720h（工作时间），根据1式（13-5）,106,Cr、106/12800、33对于球轴Lh（）（）h60nmP6093.1r/min192053042h46720h承取3)所以所选的轴承61909满足要求。八、键连接的选择及校核计算按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。1)对连接齿轮4与轴3的键的计算(1)选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键(A型)。根据d=52mm(A1表6-1中查得键的截面尺寸为

18、：宽度b=16mm高度h=10mm由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm(2)校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力p100120MPa,取平均值，p110MPa。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm键与轮毂键槽的接触高度k=x10=5mm根据1式（6-1）可得2T103226644103pkld54752MPa436MPap110MPa所以所选的键满足强度要求键的标记为：键16X10X63GB/T1069-1979。2)对连接联轴器与轴3的键的计算(1)选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。根据d=35mnm

19、A1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm高度h=8mm由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm(2)校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力p100120MPa,取其平均值，p110MPa。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm键与轮毂键槽的接触高度k=x8=4mm根据1式(6-1)可得332T1032266.44103pkld要求。键的标记为：键圆头普通平键(A型)46035MPa63.4MPap110MPa所以所选的键满足强度p10X8X70GB/T1069-1979。p一键16X10X63p九、联轴器的选择及校核

20、计算本设计的联轴器的选择主要包括了两个联轴器的选择，第一个是电动机轴与减速器的输入主轴的联结，根据文献2中的表12-23Y系列电动机的外型尺寸，本设计所选用的电动机的型号为Y112M-4可知电动机的输出主轴的外伸部分的长度E和直径D分别是60和28。又本设计的蜗轮轴的直径计算最小值为36.91mm和蜗杆的计算最小直径为14.69mm又轴上都装有键，要将尺寸扩大7前右。最终确定的蜗轮轴的直径和蜗杆轴的直径分别是42mnf口28mmG艮据文献2表8-8弹性套柱销联轴器，最后确定电动机与减速器的输入轴间的联轴器选择为LT4型，其标注为LT4联轴器YA28X62。对于第二个减速器的输出轴与工作机的输入

21、轴之间的联轴器减速器选择LT7型，其标注为LT7联轴器JA42X112。十、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12m/s,所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约个齿高，但不小于10mm低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高(不小于10mm,1/6齿轮。2、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件(齿轮)的圆周速度V2m/s所以采用飞溅润滑。3、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。十一、箱体及附件的结构设计1、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。2、注意事项(1)装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；(2)齿轮

22、啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于，低速级侧隙也不应小于；(3)齿轮的齿侧间隙最小=,齿面接触斑点高度45%长度60%(4)角接触球轴承7213G7218G7220c的轴向游隙均为；用润滑油润滑；(5)箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；(6)减速器装置内装CKC150r业用油至规定的油面高度范围；(7)减速器外表面涂灰色油漆；(8)按减速器的实验规程进行试验。设计小结如梭的岁月一闪即逝，仍然的光阴更如白驹过隙，转眼间为其三周的课程设计结束了，这三周让我获益颇多。通过这次课程设计，使我对机械原理有了更深的理解.在这次的设计中，由于是的一次作设计，缺乏经验，给设计带来了不必要的麻烦.课程设计就在我们小组成员的共同努力下即将结束，回顾这几天来的辛勤努力，再看一下我们的成果，心中充满了喜悦和一种强烈的集体荣誉感.自己出题目，自己总体设计，自己动手把设计图形化，整个过程必须节节相扣，哪个环节出了错，会给整个设计过程带来意想不到的困难，因此需要每个成员慎之又慎，丝毫的麻痹大意都不允许出现.在提交指导老师审核之前，每个细节都是考虑来考虑去，恐怕在某个环节上出错，很可惜我们的设计不够理想，不过还好，由此可见，在实际生产中，设计人员所要承担的责任有多大.我们在设计构成中，用到了很多图形软件，这些软件帮助我们实现我们的设计