机械课程设计说明书带式运输机传动装置.docx

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机械课程设计说明书带式运输机传动装置

    带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

    齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。

本设计采用的是单级直齿轮传动。

一、设计任务

具体要求：

1、        电动机类型确定

2、        单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算

3、        编写一份设计说明书

4、        装配图一张（1号图纸）、齿轮及轴的零件图各一张

二、计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

第三组：

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

（1）   工作条件：

使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。

（2）   原始数据：

滚筒圆周力F=4200N；带速V=0.85m/s；滚筒直径D=600mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η4轴承×η闭式齿轮×η联轴器×η滚筒×η开式齿轮

    =0.96×0.994×0.97×0.99×0.96×0.95

=0.81

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=4200×0.85/1000×0.81

=4.421KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×0.85/π×600

=27.07r/min

  按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I‘1=3～6。

取V带传动比I’2=2～4，则总传动比理时范围为I‘a=18～144。

故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×n筒=487～4954r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。

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，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转速，选定电动机型号为Y132M2-6。

其主要性能：

额定功率：

5.5KW，满载转速960r/min，质量84kg。

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=960/27.07=35.46

2、分配各级伟动比

（1）   取V带，圆柱齿轮i齿轮=i减速器=3.8（单级减速器i=3~6合理）

（2）   ∵i总=i齿轮×iV带×i减速器

∴iV带=i总/（i齿轮i减速器）=35.46/3.84=2.456

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

V带高速轴  nI=n电机=960r/min

减速器高速轴nII=nI/iV带=960/2.456=390.9（r/min）

减速器低速轴nIII=nII/i减速器=390.9/3.8=102.9（r/min）

传动滚筒轴   nIV=nIII/i齿轮=102.9/3.8=27.07（r/min）

2、     计算各轴的输入功率（KW）

V带低速轴     PI=P工作=5.5KW

减速器高速轴  PII=PI×η带=5.5×0.96=5.28KW

减速器低速轴  PIII=PII×η轴承×η齿轮=5.07KW

开式齿轮高速轴PIV=PIII×η轴承×η联轴器

=5.07×0.99×0.99=4.97KW

滚筒轴         PV=PIV×η轴承×η开式齿轮

                                 =4.97×0.99×0.95=4.67KW

3、     计算各轴扭矩（N·m）

电动机输出轴 TI=9.55×106PI/nI

=9.55×103×5.5/960=54.714N·m

减速器高速轴 TII=9.55×106PII/nII

=9.55×106×5.28/390.9=128.995N·m

减速器低速轴 TIII=9.55×106PIII/nIII

=9.55×106×5.09/102.9=470.539N·m

开式齿轮高速 TIV=9.55×106PIV/nIII

=9550×4.97/102.9=461.289N·m

滚筒轴       TV=9.55×106PV/nIV

                              =9550×4.67/27.07=1647.525N·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

由课本P205表13-6得：

kA=1.1

PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW

由课本P205图13-15得：

选用A型V带

（2）               确定大小带轮基准直径，并验算带速

由课本表13-7得，推荐的小带轮基准直径为75mm

  则取dd1=125mm>dmin=75

  dd2=n1/n2·dd1=960/309.9×125=306.9mm

由课本P74表5-4，取dd2=300mm

实际从动轮转速n2‘=n1dd1/dd2=960×125/300

              =400r/min

转速误差为：

n2-n2‘/n2=390.9-400/390.9

                =-0.023<0.05（允许）

验算带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×125×960/60×1000

       =6.28m/s

在5～25m/s范围内，带速合适。

（3）       确定带长和中心矩

根据课本P195式（13-2）得

0.   7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.   7（125+300）≤a0≤2×（125+300）

  取a0=650mm

 由课本P195式（13-2）得：

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

 =1979.4mm

根据课本P202表（13-2）取Ld=2000mm

根据课本P206式（13-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=660mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

     =1650>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P203表（13-3）P1=1.37KW

根据课本P204表（13-4）△P1=0.11KW

根据课本P8204表（13-5）Kα=0.96

根据课本P202表（13-2）KL=1.03

 由课本P204式（13-15）得

Z=PC/P‘=PC/（P1+△P1）KαKL

 =4.13

（6）计算轴上压力

由课本P201表13-1查得q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

 =158.5N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）

FQ=2ZF0sinα1/2=1571N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

  考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，取250HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P162表11-2选9级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6～3.2μm

σHlimZ1=680Mpa  σHlimZ2=560Mpa

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

σFlim1=240Mpa σFlim2=190Mpa

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

[σH]1=σHlim1/SH=680/1.1Mpa

=618.2Mpa

[σH]2=σHlim2/SH=560/1.1Mpa

=509.1Mpa

[σF]1=σFlim1/SF=240/1.3Mpa

=184.6Mpa

[σF]2=σFlim2/SF=190/1.3Mpa

=146.2Mpa

（2）按齿面接触疲劳强度计算中心距a

T1=128995N·mm

选取载荷系数K=1.4 齿宽系数φa==0.4  u=i齿=3.8

则a>=（u+1）3（335/[σH]2*KT1/uφa=178.5 

 （3）确定齿数和模数

传动比i齿=3.8

 取小齿轮齿数Z1=35。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=133

 实际传动比I0=3.31

传动比误差：

i-i0/I=1%<2.5%可用

模数：

m=2a/Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm

根据课本表4-1取标准模数：

m=2.5mm

确定中心距a=m/2（Z2+Z1）=210mm

（4）齿宽b=φdd1=0.4*210=84

取大齿轮宽为84mm小齿轮齿宽89mm

（5）校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本P167图（11-9）得YF1=2.5YF2=2.14

 σF1=（2kT1/bm2Z1）YF1=49.14Mpa≤[σF1]

σF2=σF1YF2/YF1=442.06Mpa≤[σF2]安全

（6）齿轮的几何尺寸计算

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×35mm=87.5mm

d2=mZ2=2.5×133mm=332.5mm

齿顶圆直径：

da1=d1+2m=87.5+5=92.5mm

           da2=d2+2m=332.5+5=337.5mm

全齿高：

h=2.25m=2.25*2.5=5.6mm 

 （7）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×87.5×390.9/60×1000

=1.79m/s

选8级精度合宜

六、轴的设计计算

  输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据课本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=115

d≥115（5.28/390.9）1/3mm=27.4mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=27.4×（1+5%）mm=28.8mm

∴选d=30mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

d1=30mmL1=72mm

d2=36mmL1=58mm

d3=43mmL1=43mm

d4=50mmL4=87mm

d5=58mmL5=7mm

d6=36mmL1=4mm

d7=43mmL1=25mm

初选用深沟球承6209d=45D=85B=19Cr=24.5

 （3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=87.5mm

②求转矩：

已知T1=128995N·mm

③求圆周力：

Ft

根据课本P163（11-1）式得

Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N

④求径向力Fr

根据课本P163（11-1）式得

Fr=Ft·tanα=2948.457×tan200=1073.2N

⑤强度校核

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=536.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=536.6×50=9.1N·m

 （3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1474.229×50=25N·m

 （4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·m

 （5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m

 （6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[26.62+（1×48）2]1/2=54.88N·m

 （7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P230页式（14-2），表（14-2）取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（5.07/102.9）1/3=45.31mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=45.31×（1+5%）mm=47.6mm

取d=50mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

d1=50mmL1=70mm

d2=56mmL1=60mm

d3=63mmL1=45mm

d4=70mmL4=80mm

d5=76mmL5=7mm

d6=63mmL1=30mm

d7=72mmL1=4mm

初选用深沟球承6213d=65D=120B=23Cr=44.0

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=332.5mm

②求转矩：

已知TIII=470.539N·m

③求圆周力Ft：

根据课本P163（11-1）式得

Ft=2T3/d2=2×470.539×103/332.5=2830.3N

④求径向力Fr根据课本P163（11-1）式得

Fr=Ft·tanα=2830.3×0.36379=1030.1N

⑤校核

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1N

FAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N

（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=515.1×94.5/2*1000=23.34N·m

 （3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1415.2×94.5/2*1000=66.87N·m

 （4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

  =（23.342+66.872）1/2

  =70.83N·m

 （5）计算当量弯矩：

α=0.6

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[70.832+（0.6*470.5）2]1/2

  =291.1N·m

 （6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=291.1/（0.1×543）

=18.5Mpa<[σob]=70Mpa

∴此轴强度足够

七滚动轴承的选择

1、计算输入轴承

选用6209型深沟球轴承，其内径d为45mm,外径D为85mm，宽度B为19mm.Cr=24.5kN

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

（1）已知nⅡ=458.2r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为6209型深沟球轴承

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2  Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1N  FA2=FS2=315.1N

 （3）求系数x、y

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本P263表（11-8）得e=0.68

FA1/FR1

           y1=0               y2=0

 （4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P263表（11-9）取fP=1.5

根据课本P262（11-6）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

 （5）轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P264（11-10c）式得

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/458.2×（1×23000/750.3）3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm，外径D=120mm，宽度B为23mmCr=44.0kN

（1）已知nⅢ=76.4r/min

         Fa=0  FR=FAZ=903.35N

试选6213型深沟球轴承

根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2     Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=569.1N

 （3）求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

根据课本P263表（11-8）得：

e=0.68

∵FA1/FR1

               y1=0

∵FA2/FR2

               y2=0

 （4）计算当量动载荷P1、P2

根据表（11-9）取fP=1.5

根据式（11-6）得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

 （5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2 故P=1355   ε=3

根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N

根据课本P264表（11-10）得：

ft=1

根据课本P264 （11-10c）式得

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/76.4×（1×30500/1355）3

 =2488378.6h>48720h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

1、带轮与输入轴采用平键

轴径d1=30mm,L1=75mm

查手册得单圆头普通平键用于轴端，选用C型平键，得：

b×h=8×7 l=L1-b=75-8=67mm

T2=129N·m  h=7mm

σp=4TⅡ/dhl=4×128995/30×7×67

 =36.67Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d4=50mm L4=87mm TⅡ=128.995N·m

查手册10-9 选A型平键

键14×9 l=L4-b=87-14=73mm   h=9mm

σp=4T/dhl=4×128995/50×9×73

 =15.71Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮联接用平键联接

轴径d4=70mm  L4=82mm  TⅢ=470.539N.m

查手册选用A型平键

键20×12 l=L4-b=82-20=62mm   h=12mm

σp=4TⅢ/dhl=4×470539/70×12×62

=36.14Mpa<[σp]

4、输出轴与联轴器联接用平键联接

轴径d1=50mm L1=75mm TⅢ=470.539N.m

查手册 选C型平键

键16×10  

l=L1-b=75-16=59mm   h=10mm

σp=4TⅢ/dhl=4×470539/16×10×59

 =101.87Mpa<[σp]（110Mpa）

九 减速箱体结构

1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。

尺寸列入下表，单位mm。

符号

名称

尺寸

备注

σ

底座壁厚

10

不小于8

σ1

箱盖壁厚

σ1=0.8σ=8

不小于8

b

箱底座上不凸缘厚

b=1.5σ=15

b1

箱盖凸缘厚

b1=1.5σ1=12

b2

想底座厚

b2=2.5σ=25

m

箱座加强肋厚

m=0.85σ=8.5

m1

箱盖加强肋厚

m1=0.85σ1=6.8

df

地脚螺栓直径

df=20

手册查得

d1

轴承旁连接螺栓直径

d1=0.75df=15

n=4

d2

箱座与箱盖连接螺栓直径

d2=0.5df=10

d3

轴承盖固定螺栓直径

d3=8

手册查得

d4

视孔盖螺栓直径

d4=0.4df=8

c1

箱壳外壁至螺钉中心线间的距离

c1=26

c1=24

可由手册查得

k

底座上部或下不凸缘宽

k=c1+c1=50

D1

小轴承盖螺钉分布圆直径

D1=D+5d3=105

D=85为小轴承外径

D0

105

D5

81

D2

大轴承盖螺钉分布圆直径

D2=D+5d3=160

D0

145

D5

115

R

箱盖外表面圆弧半径

196.75

十 润滑和密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.8m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于齿轮周向速度为1.8m/s＜2m/s所以宜用脂润滑，应开设封油盘。

三、润滑油的选择

考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

F=4200N

V=0.85m/s

D=600mm

η滚筒=27.07r/min

η总=0.81

P工作=4.421KW