带式运输机传动装置设计

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1、机械设计课程设计说明书题目名称带式运输机传动装置设计专业班级机械114姓 名Jackson学 号201110824406指导教师姚华平目 录机械设机基础课程设计任务书1一、传动方案的拟定及说明2二、电动机选择2三、计算传动装置的运动和动力参数3四、传动件的设计计算5五、轴的设计计算8六、滚动轴承的选择及计算15七、键联接的选择及校核计算18八、联轴器的选择19九、减速器附件的选择20十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)20十一、参考资料目录20一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择

2、；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉力： T = 600 N.m； 2运输带工作速度： v = 0.9 m/s； 3卷筒直径： D = 360 mm； 4使用寿命： 8年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产：一般机械厂制造，小批量。设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其

3、驱动卷筒的转速，即一般常选用同步转速为的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16-23。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆柱直齿轮传动二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132S1-2系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构2电动机容量1) 卷筒轴的输出功率 2) 电动机输出功率d 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。查得：弹性联轴器；滚子轴承；圆柱齿轮传动；卷筒轴滑动轴承；V带传动=0.96则故 3电动机额定功率由选取电动机额定功率4电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转

4、速的可选范围。可见只有同步转速为1500r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为Y112M-4。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y112M-44KW1440r/min2.22.35、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比=27.317（符合2434）2)、分配传动比 假设V带传动分配的传动比.9，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比=二级减速器中：高速级齿轮传动比低速级齿轮传动比三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为：2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即3各轴输入转矩T(N

5、m)将计算结果汇总列表备用。项目电动机高速轴中间轴低速轴N转速（r/min）144049714853P 功率（kW）3.803.653.473.30转矩T(104Nm)2.52017.015922.408959.6453i传动比2.93.362.80效率0.960.950.95四、传动件的设计计算1设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：两班制（共10h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=3.80kw小带轮转速 大带轮转速，传动比。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设

6、计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率 =2)、选择V带型 根据、由机械设计选择A型带（d1=112140mm）3）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径，由（机械设计，取小带轮基准直径（2）、验算带速v 因为5m/s19.0m/s90 包角满足条件（6）.计算带的根数单根V带所能传达的功率 根据=1440r/min 和=125mm用插值法求得=3.04kw单根v带的传递功率的增量 已知A型v带，小带轮转速=2900r/min 转动比 i=/=2 得=0.34kw计算v带的根数包角修正系数=0.96,得带长修正系数=1.03=(+)=(4.177+0.34) 0.961

7、.03=4.094KWZ= =3.80/4.094=0.93 故取1根.（7）、计算单根V带的初拉力和最小值500*+qV*V=212.597N对于新安装的V带,初拉力为:1.5=318.896N对于运转后的V带,初拉力为:1.3=276.376N（8）计算带传动的压轴力=2Zsin(/2)=442.64N（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式.2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB=350HBS),8级精度,小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280H

8、BS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮=20，则=，=203.36=67.2，取=68并初步选定15确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b选取区域系数Zh=2.425c. , ,则d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力e.材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,齿轮接触应力=800MPa大齿轮的为=600MPah.计算应力循环次数i.取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.96 =

9、/S=720Mpa= /S=576 Mpa=(+)/2=648 Mpa3）、计算（1）计算圆周速度:V=n1/60000=2.558m/s （2)计算齿宽B及模数B=d=1X42.9mm=48.878mm=cos/=2.36mmH=2.25=5.31mmB/H=42.9/4.66=9.205（3）、计算纵向重合度=0.318dtan=1.704（4）、计算载荷系数故载荷系数（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， =50.481mm（6）、计算模数= Cos/Z1=2.438mm4）、按齿根弯曲强度设计(1)、计算载荷系数:(2)、根据纵向重合度=1.704,查得螺旋角影响系数(3)、计

10、算当量齿数齿形系数 ，（4）、=500 MPa =380 MPa取弯曲疲劳极限=0.85,=0.88计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4:=/S=303.57 MPa=/S=238.86 MPa（5）、计算大小齿轮的，并比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。（6）、计算法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=50.481mm来计算应有的数,于是有:取2mm；（7）、则，故取=24.则=80.64，取（8）、计算中心距 取a1=108mm（9）、确定螺旋角 （10）、计算大小齿轮分度圆直径:=（11）、确定齿宽 取5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的

11、齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB=350HBS),8级精度小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS2）、取小齿轮=20，则=56 取=56，初步选定153）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.选取区域系数c.查得则d.计算小齿轮的转矩: 确定需用接触应力e.查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表得齿轮接触应

12、力=800MPa大齿轮的为=600MPah.计算应力循环系数 i.取接触疲劳寿命系数=0.96 =0.97 =/S=768Mpa= /S=582 Mpa=(+)/2=675 Mpa4）、计算(1)、圆周速度:V=n1/60000=0.708m/s（2）、计算齿宽b及模数B=d=1X65.87=45.44mm=cos/ =2.195mmH=2.25=4.939mmb/h=65.87/7.16=9.200(3)、计算纵向重合度=0.318dZ1tan=1.704a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.36=1.828 （4）、按实际的载

13、荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 =47.50mm（5）计算模数= cos/=2.294mm5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17a上式中b根据纵向重合度=1.633,查得螺旋角影响系数Y=0.87c计算当量齿数齿形系数 ，查得得=500 MPa =380 MPa取弯曲疲劳极限=0.9,=0.94d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4，得:=/S=360 MPa=/S=285.76 MPae比较 且，故应将代入1式计算。f法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=47.50mm来计算应有的数,于是有:取2.5mm .则g中心距 取a1=90mmh确定螺旋角

14、i计算大小齿轮分度圆直径:=J 齿宽 取4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，取2）初算轴的最小直径高速轴为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大7%，=18.375mm。由机械设计手册查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取=18mm首先确定个段直径A段：=20mm 有最小直径算出）B段：=25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm的C段：=30mm，

15、与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径D段：=36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mmE段：=45.69mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书G段， =30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径F段：=36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm第二、确定各段轴的长度A段：=1.6*20=32mm,圆整取=30mmB段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：=28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计）=B+3+2=16+10+2=28mmG段：=29mm, 与轴承（圆锥滚子

16、轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计）F段：，=2-2=10-2=8mmE段：，齿轮的齿宽D段：=92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=92mm轴总长L=290mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm，2、轴的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，取2）初算轴的最小直径因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大7%，=25.209mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取=30mm首先，确定各段的直径A段:=23mm,与轴承（圆锥滚子

17、轴承30206）配合F段：=23mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合E段：=29mm，非定位轴肩B段：=36mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C段：=48.86mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：=38mm, 定位轴肩然后确定各段距离：A段： =29mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度B段：=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度段：=75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）F段：=41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：=9.5mm,由轴得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm

18、减去已知长度 得出3、轴的设计计算输入功率P=3.37KW,转速n =106.29r/min,T=31575NmmC轴的材料选用40Cr（调质），可由表查得=106所以轴的直径: =33.549mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，=38.037mm。由表 (机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3轴孔的直径=45mm长度L=84mm首先，确定各轴段直径A段: =30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段: =40mm,非定位轴肩,h取2.5mmC段: =45mm,定位轴肩，取h=6mmD段: =43mm, 非定位轴肩，h=6.5mmE段: =35mm, 与轴承（圆锥滚

19、子轴承30211）配合F段: =40mm,按照齿轮的安装尺寸确定G段: =30mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =46.5mm,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸B段: =68mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度需要D段: =57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段: =33mm, 由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段: =84mm,联轴器孔长度轴的校核计算,第一根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力:

20、 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在C右边W=0.1=9538=/W=4.42MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!第二根轴求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在B右边W=0.1=11664=/W=3.65MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!第三根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮齿向是右旋，受力如图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在B右边 算得W=19300=/W=5.33MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符

21、合强度条件!六、滚动轴承的选择及计算1.轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：因为轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， 所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命36年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5K

22、W，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， N所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命19年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， 所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命21年.故所选轴承适用。七、键联

23、接的选择及校核计算钢铸铁1轴上与带轮相联处键的校核键A1028，bhL=6620 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa=125MPa满足设计要求2轴上大齿轮处键键 A1225，bhL=10836 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa满足设计要求3轴上）联轴器处采用键A，bhL=14970 单键满足设计要求2）联接齿轮处采用A型键A 单键125Mpa满足设计要求八、高速轴的疲劳强度校核（1）判断危险截面在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段

24、右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E段左右截面即可。（2）.截面右侧：抗弯截面系数抗扭截面系数左截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为40Cr,调质处理。由表查得：截面上理论应力系数。因经查之为：；可查取轴的材料敏性系数；故有效应力集中系数按式为：皱眉经过表面硬化处理，即，得到综合系数为：；尺寸系数扭转尺寸系数为轴按磨削加工，表面质量系数为：；得到40Cr的特性系数则界面安全系数：故可知道其右端面安全；同理可知：E段左端面校核为：抗弯截面系数抗扭截面系数截面IV上的扭矩

25、T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力查得：可查取轴的材料敏性系数；用插值法查得：轴按磨削加工，得表面质量系数为：；又由3-1及3-2得到40Cr的特性系数则界面安全系数：故E段左端截面的左端面都安全！九、箱体设计1、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佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 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. 考虑到机体内零件的润滑，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40mm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

26、表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，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

27、防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，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，以便达到体内为压力平衡.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一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm机盖壁厚10.02a+3=6.06mm8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=

28、12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=12.288mm取16mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=13.15mm取8mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm连接螺栓d2的间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=7.018.76mm取M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=5.267.01mm取M6定位销直径d(0.70.8)df=12.2714.02mm取M12df、d2、d3至外机壁距离c1d

29、1、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1R1=C2=20凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=44内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=52大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=9.6mm取14mm齿轮端面与内机壁距离2=8mm取10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁连接螺栓距离ssD22、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，垫圈等。十. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动

30、装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+小于，所以采用脂润滑，箱体内 H=30， H+ =34所以H+=30+34=64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 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，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。十一.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=95509550338.7查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器

31、公称转矩,所以选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm=27.317=3.36=2.80V=9.42m/s=362.5mm=500mm=2000mm167.435V带取1根.=212.597N=442.64NV=2.558m/s=1.704K=2.001=50.4812mma1=108mm=V=0.708m/sK=1.8282.5mm a1=90mm=48.86mm=131.55mm=20mmL=290mmS=174mm=30mm=38.1mm=4.42MPa =5.98MPa =5.33MPa参考资料目录【1】吴宗泽，高志，罗圣国，李威主编:机械设计课程设计手册 高等教育出版社 第四版【2】百度文库