带式运输机传动装置设计最终说明书

（交通运输）带式运输机

传动装置设计最终说明书目录一、传动方案拟定………4二、电动机的选择………4三、计算总传动比及分配各级的传动比………………6四、运动参数及动力参数计算…………6传动零件的设计计算1.V带传动的设计………………72.高速级齿轮传动的设计及校核………………103.低速级齿轮传动的设计及校核………………14五、轴的设计计算…………………16七、滚动轴承的校核计算…………25八．键联结的选择及计算…………26带式运输机传动装置设计(第二组）（1）原始数据电动机型号已知条件：输送带工作拉力为Y160L-6输送带速度减速器的总卷筒直径传动比为(2)工作条件1）工作情况：两班制工作（每班按8hZ=6M=2mmA=135mm单项运转，载荷变化不大，空载启动；输送带速8×度容许误差±5%；滚筒效率2×365×2）工作环境：室内，灰尘较大，环境温度30℃左右8=46720h3）使用期限：折旧期8年，4年一次大修。4）制造条件及批量：普通中.小制造厂，小批量总体设计X=1Y=0P=986.791NC键8X7A键20X12A键14X9A键14X9一．传动方案的拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为若选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，则可估算出传动装置的总传动比i约为30或20二．电动机的选择1)电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机2)电动机功率的选择：工作机所需要的有效功率为设分别为弹性联轴器,闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）,滚动轴承,V形带传动2-2差得η1=0.99η2=0.97η3=0.99η4=0.95η5=0.96则传动装置的总效率为电机所需功率为由第十六章表16-1选取电动机的额定功率为3)电动机转速的选择：选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。4)电动机型号的确定：16-1可Y160M-4和Y160L-6相据电动机的满载转速nm和滚筒转速nw可算出总传动比。现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中：方电动机额定同步满载转总传动轴外轴外案型号功率转速速比伸轴伸长号径度/kwr/minr/min/mm/mm1Y160M-111500146027.804211042Y160L-11100097018.47421106由上表可知，方案1中虽然电动机转速高，价格低，但总传动比大。为了能合理分配传动比，使传动比装置结构紧凑决定选用方案2，即电动机型号为Y160L-6。查第十六章表16-2知，该电动机中心高H=160mm轴外伸轴径为42mm，轴外伸长度为110mm三.传动比的分配根据表2-3，取带传动比为，则减速机的总传动比为双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为低速级的传动比为四.传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴的转速计算：（2）各轴的输入功率计算（2）各轴的输入转矩计算各轴的运动及动力参数轴转速功率转矩传动比号19708.76286.2652342.768.414234.4313157.458.080490.0864157.457.917480.320五．传动零件的设计计算1.选V带⒈确定计算功率Ρca由表8-7查得工作情况系数,故⒉选择V带的带型根据Ρca•n1由图8-11选用B型⒊确定带轮的基准直径dd并验算带速v1)初选小带轮的基准值径dd1由表8-6和表8-8带轮的基准直径2)验算带速v因为5m/s＜v＜25m/s,故带速合适。3﹚计算大带轮的基准直径根据表8-8，为=900验算i误差：⒋确定V带的中心距α和基准长度Ld1﹚初定中心距2﹚计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度Ld=4500mm3﹚计算实际中心距α中心距的变化范围为728-2080mm⒌验算小带轮上的包角⒍计算带的根数Z1﹚计算单根V带的额定功率Ρr由=140mm和=970r/min,查表8-4a得根据和B型带查表8-4b得查表8-5得,查表8-2得ΚL=1.15，于是2﹚计算V带根数Z取6根⒎计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得B型带的单位长度质量所以⒏计算压轴力Fp压轴力的最小值为:2.高速级齿轮传动设计已知输入功率P1=8.672KW，小齿轮的转速n1=970r/minu1=2.829.8年（设每年年工作3002班制则（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a.按图10-23所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）c.材料选择由表10-1选择小齿轮材料为40Cr硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBSa.选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=2.829×24=67.896取Z2=68（2）按齿面接触强度设计a.试选载荷系数Kt=1.3b.计算小齿轮传递的扭矩T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×8.762/970=86265×105Nmmc.由表10-7选取齿轮宽系数Ød=1d.由表10-6查得材料弹性系数ZE=189.8e.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度疲劳极限σHlim2=550Mpaf.计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×970×(2×8×300×8)×1=2.235×109N2=2.235×109/2.829=7.9×108g.由图10-19取接触疲劳寿命KHN1=0.9；KHN2=0.92h.计算接触疲劳许用应力（取失效概率为1%，安全系数S=1）[σH]1=KHN1×σHlim1/S=0.9×600/1=540Mpa[σH]2=KHN2×σHlim2/S=0.92×550/1=506Mpa计算：a.小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]3中较小的值=64.365mmb.计算圆周速度vv===3.27m/sc.计算齿宽bb=×d1t=1×64.365=64.365d.计算齿宽和齿高之比模数mt===2.682mm齿高h=2.25mt=2.25×2.682=6.03mm==10.67e.计算载荷系数根据v=3.27m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.14直齿轮==1查10-4=1.422由=10.67=1.422查图10-13得=1.4，故载荷系数K=KAKV=1×1.14×1×1.422=1.621f.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得d1=d1t=64.365=69.278g.计算模数mm===2.89mm(3)按齿根弯曲强度设计1）确定各公示内的计算数值a.由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限=500Mpa大齿轮的弯曲极限=380Mpab.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88=0.9c.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则===314.286===244.286e.计算负载系数KK=KAKVKFαKFβ=1×1.14×1×1.4=1.596f.查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.248g.查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.746h.计算大小齿轮的并加以比较==0.01332==0.01607由此可见，大齿轮数值大2）设计计算m==1.97圆整后得m=2按接触强度算得分度圆直径d1=74.721所以，Z1==Z2=2.829×3599.05取Z2=100（4）几何尺寸计算a.计算分度圆直径d1=Z1m=35×2=70mmd2=Z2m=100×2=200mmb.计算中心距a=c.计算齿轮宽度b==1×70=70mm取B2=70mm,B1=75mm3、低速级齿轮传动设计（原理同高速级齿轮传动设计方案，求得以下数据）1.材料：小齿轮40Cr280HBS大齿轮45钢（调质）240HBS2.选=24=24×2.176=52.224取=53Kt=1.3ZE=189.8MPa3.T3==490086N.mm4.查得=600Mpa=550Mpa5.=60×15745×1×(2×8×300×8)=3.628×108由图取=0.92=0.956.7.d3t=115.285mm8.9.所以，10.d3=121.105mmm=5.046mm11.查得所以，12.13.查得所以，大齿轮的数值大14.圆整=315.所以，B2=95mmB1=100mm六．轴的设计计算1）输入轴的设计a.初算轴径选用45钢（调质）硬度217~255HBS，查课本P235（10-2）得C=115考虑有一键槽，直径增大5%d=23.95(1+5%)=25.15mm所以，初选d=27mmb.轴结构设计1.轴上零件的定位固定和装配筒固定，连接以平键作过渡配合固定两轴承分别以轴肩和筒定位，则采用过渡配合固定2.确定各段直径和长度Ⅰ段：d1=27mm长度取L1=50mm因为，h=2cc=1.5mmⅡ段：d2=d1+2h=27+2×3=33mmL2=20(套筒)+55（联轴箱与外壁距）=75mmⅢ段：d3=38mm初选用7208c型角接触球轴承，内径为40mm,宽度为18mm,D=80mm,L3=18mm所以，取Ⅳ段：Ⅴ段：取d5=40mmL5=18mm则轴承跨距L=235.5mm3.按弯矩复合强度设计计算①已知d1=70mmT1=86265N.mm②圆周力：③径向力：Fr=Fttanα=2464.714×tan20°=897.083N④由上可知：LA=64mmLB=214mmLC=134mm1)绘制轴受力简图（a）2)绘制垂直弯矩图（b）轴承受反力FAy=690.388NFBy=206.695NFAz=1897.289NFBz=567.416N截面C在垂直面弯矩Μc1==690.388×64=44.183)绘制水平面弯矩图（c）截面C在水平面弯矩为Μc2==1897.289×64=121.434)绘制合弯矩图(d)Μc===129.225)绘制扭矩图（e）Τ=9.55×(ΡⅡ/nⅡ)×10=Τ1=86.2656）绘制当量弯矩（f）取α=1则=[+()]=[129.22+244.03]=276.137）校核危险截面=该轴强度足够（2）输出轴的设计计算a．按扭矩初算轴径先用45钢（调质）硬度217∴255HBS，由P235表10-2取C=115考虑到有键槽增大5%b．联轴器型号的选取查表14-1，取按计算转矩小于联轴器的公称转矩的条件，查表8-2选用YL11型凸缘联轴器其公称转矩为1000，半联轴器孔径为50，故选C．轴的结构设计1．轴的零件定位，固定和装配齿轮相对轴承菲对称布置，左面用套筒定位，右端用轴肩定位，周向定位采用键和过度配合，两轴承分别从轴肩和套筒定位，周向永过度或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面，齿轮套筒右轴承和皮带轮从右装入，低速级小齿轮与输出轴设计成齿轮轴2．确定轴的各段直径和长度Ⅰ段：长度取Ⅱ段：Ⅲ段：初选用7213c型角接触球轴承，内径为65,宽度23，所以，Ⅳ段：Ⅴ段：Ⅵ段：Ⅶ段：3．按弯扭复合强度计算①已知②圆周力③径向力④由圆可知⑴求支反力⑵截面C在垂直面弯矩截面C在垂直水平面弯矩⑶⑷扭矩(5)校核危险截面强度故，该轴强度足够该轴弯矩图及扭矩图如下图8．中间轴的设计计算a.初算轴径1.选用45217-255HBSP235表10-2得，C=115∴d≥c=1152.选轴承：初选用7208c型角接触球轴承，其内径为40mm,宽18mm,D=80mmb.轴的结构设计Ⅰ段：由轴承可知Ⅱ段Ⅲ段Ⅳ段（齿轮轴）则轴承跨距c.轴上零件的定位。固定和装配：齿轮相对轴承非对称分布，左面有套筒定位。右面有套筒定位，高速小齿轮于轴Ⅲ设计成齿轮轴。轴承由轴肩及套筒固定。按弯矩复合强度设计计算七．滚动轴承的选择及校核计算Ⅰ7208cⅡ7208cⅢ轴：7213c预计寿命：8×2×365×8=46720小时计算输入轴承Ⅰa.轴承所受径向力Fr=897.083N轴向力Fa=0Fa/Fr=0由表12-6,得，X=1Y=0b.计算当量动载荷P=fp(xFr+YFa)fp取1.1则c.验算寿命∴所选轴承7208c满足要求（2）计算输出轴承（Ⅲ）a.轴承所受径向力：Fr=2912.3NFa=0Fa/Fr=0X=1Y=0b.计算当量动载荷：P=fp(xFr+YFa)P=1.1×(1×2912.3+0)+3203.53Nc.验算寿命∴所选偶成7213c满足要求八．键连接的选择及校核计算1..联轴器与输入轴系采用平键连接轴径查手册p51，选用c型键得键c8×7键长L=37mm2.输出轴与齿轮连接用平键轴径查手册P51选用A型平键键A20×12键长90mm3．中间轴与齿轮用平键连接轴径d=46mm查手册p51选A型平键键A14×9l=L-b键长63Th=9mm4.输出轴与联轴器用平键联接轴径d=50mmL查手册p51选A型平键键A14×9l=L-b=80-14=66mmTh=9mm个人小结开学至今，我们经历了为期长达十天之久的实训课，即机械设计课程设计。我们所得到的任务是凭借极少的数据，自行设计一个减速箱。对于素来动手极少的我而言，这可谓是一个非常反复的工作。首先，在和小组成员互动中发现，此设计需