带式输送机传动装置(设计)

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1、兰州交通大学毕业设计（论文）任务书课题620N.m 带式输送机传动装置的设计计算姓名冯攀专业机械设计及其自动化班级机设 092本题目要求完成 620N.m 带式输送机传动装置全部零部件的结构设计，利用AutoCAD绘出施工图，利用Solidworks 完成全部零部件的造型设计，对主要受力零件进行受力分析，并完成相关内容的论文。设620N.m 带式输送机传动装置的设技术参数为：计带式输送机工作转矩： 620N.m任运输带工作速度： 0.85m/s务卷筒直径： 370mm工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为10 年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为 5%设计要求指导教师

2、系主任主管院长签字签字签章二、 电动机的选择1、按工作要求和条件， 选用三相笼型异步电动机，封闭式结构， 电压 380V,Y型。2、计算功率2VT=0.9Pw =Fv/1000=3.1 KwD360系统的传动效率1机构V 带传动齿轮传动滚动轴承联轴器卷筒传动（一对）效率0.900.980.980.990.96符号12345所以：2351235 0.920.98 0.98 0.980.980.980.98 0.99 0.82其中齿轮为8 级精度等级油润滑所以 Pd=Pw / 3.8 kw确定转速圏筒工作转速 nw 60 1000v = 60 1000 0.9 =47.77转D3.14 360二级

3、减速器的传动比为7.150（调质）所以电动机的转速范围339.42390通过比较，选择型号为Y132S-4其主要参数如下：电动机额电动机满电动机伸电动机伸出定功率 P载转速 nm出端直径端安装长度5.5kw1440(r.min-1 )38mm80mm三、传动比的分配及转动校核n14401=30.1总的转动比 :i=n447.8选择带轮传动比i1=3 ，一级齿轮传动比i2= 3.7, 二级齿轮传动比i3=2.97、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率Pe 作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。0轴（电动机）输入功率：P0Pe =5.5kw1轴（高速轴）输入功率：P1P01

4、=5.50.92=5.06kw2 轴（中间轴）的输入功率： P2P01 23=5.50.920.980.98 =4.86kw3轴（低速轴）的输入功率： P3P022=5.50.920.9820.983 =4.62kw1234轴（滚筒轴）的输入功率:325 =5.50.92 0.98 20.98 30.99 P4 P012340.96=4.484kw8、各轴输入转矩的计算：0 轴（电动机）的输入转矩：T095 5105P0=95 51055.5=36.47103 N mmn014401 轴（高速轴）的输入转矩：T195 5 105 P1=95 510 5 5.06=100.67 103 Nmmn

5、14802 轴（中间轴）的输入转矩：T2 95 5 105 P2=95 5 1054.86=357.66 103Nmmn2129.733 轴（低速轴）的输入转矩：T395 5105 P3 =95 510 5 4.62=986.38103Nmmn344.734 轴（滚筒轴）的输入转矩:T495 5 105 P4 = 95.5 105 4.484=957.35103Nmmn444.73轴编号名称转速 /(r/min)转矩 /(N.mm)功率 /KWI电动机转14403.647 1045.5轴II高速轴4801.0067 1055.06III中间轴129.733.5766 1054.86总效率 =0

6、.82Y132S 4电动机P=5.5KWN=1440(r.min -1)IV低速轴44.739.8638 1054.62V卷筒轴44.739.5735 1054.484四、三角带的传动设计确定计算功功率Pca1 由 课 表 8-6查得工作情况系数 K A =1.2 ，故Pca = K APe =1.25.5 =6.6 kw2. 选取窄 V 带类型根据 Pcano由 课 图 8-9确定选用 SPZ型。3确定带轮基准直径由 2表 8-3 和表 8-7 取主动轮基准直径dd1 =80 mm根据 2式（ 8-15 ）， 从动轮基准直径dd 2 。dd 2 =idd 1 =380=240 mm根据 2表

7、 8-7取 dd 2 =250 mm按 2式（ 8-13 ）验算带的速度V =dn =801440 =6.29 m/s 25 m/s带的速度合适d 1o60100601004确定窄 V 带的基准长度和传动中心距根据0.7 （ dd 1 + dd 2） a0 120主动轮上的包角合适6计算窄V 带的根数 ZPZ =caPK K( PLoo )由 n0 =1440 r/mindd1 =80 mm i =3查 课 表 8-5c和 课 表 8-5d 得P0 =1.60 kwP0 =0.22kw查课表8-8 得 K=0.95K L =0.99，则Z =6.6=3.856(1.600.22)0.950.9

8、9取 Z=4 根。7计算预紧力F0F0=500P( 2.51)qv2caVEK查课表 8-4得 q =0.065 Kg/m,故F0=5006.64( 2.51) 0.065 6.292=550.3N6.290.958计算作用在轴上的压轴力FpF10p = 2ZF sin2= 24 550.3 sin 161.72=4346.38 N9.带轮结构设计略。主动轮基准直径dd1 =80 mm从动轮基准直径dd 2 250 mm实际中心距a 533.73mm五、 齿轮传动的设计高速级齿轮传动的设计选择齿轮精度为 7 级，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质

9、），硬度为 240HBS, 两者材料硬度差为 40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14初选小齿轮齿数为2。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式： d1t 32KT .U1( ZH ZE )2dUH确定公式中各参数，选K =1.6,Z=2.433, ,=0.765, ,=0.945.tH12=0.765+0.945=1.710由表查得齿宽系数d 1.0 。1查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8 MPa 2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限H lim1 590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：H lim 2 560M

10、Pa.由计算公式：N=60ni jL h 算出循环次数：N1 60 480 1（ 2 8 8 300） 2.76 109N2= N1 =4.38 108i再由 N1,N2 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.94, K HN 2 =1.05.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1, 失效概率1。H1K HN1H lim1=0.94 590=554.6MpaSH2KHN2H lim2=1.05 560=588MpaSH 1H2 554.6 588H2=571.3MPa2包角1 161.7V 带的根数Z 44、计算小齿轮分度圆直径d1t , 由计算公式得：d1t 32KT .U 1( ZH Z

11、E )2dUH21.623d1t11.71d1t 53.87mmd2 d1 i =199.32mm计算小齿轮圆周速度：vdn3.14=1.35m/s60100060计算齿宽 b 及模数 m.1000b= d1t d153.87mmd1tcoscos142.376mntZ 122齿高 :h= 2.25 mnt =2.25 2.376=5.346mmb53.87=10.08h5.346计算纵向重合度：0.318d Z1 tan 0.318 1 22tan14 1.744计算载荷系数K已知使用系数KA=1已知V 1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV=1.05由表查得：K H 的计算公式

12、：K H1.120.18(1 0.6 d2 ) d20.2310 3 b1.12 0.18 （ 1 0.6 ） 0.23 10 353.871.42再由表查的：K F =1.33,K HK F =1.2公式： KKAKVKH KH=1 1.2 1.05 1.42=1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径：d1d1t 3K53.873 1.789=55.91mmK t1.6计算模数： mn = d1 coscos14 =2.466mmZ1225、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：2KTY cos2YF YSmn3.d Z12F确定计算参数：计算载荷系数：K KAKVKFK F=1 1.05

13、 1.2 1.33=1.676根据纵向重合度： 1.744 ，从表查得螺旋角影响系数 Y =0.88计算当量齿数：Z122Zv1=24.82cos3cos3 14Z281Zv2=86.87cos3cos3 14由 课 表 10 5 查取齿形系数 YF 1 =2.63, YF =2.206查取应力校正系数YS 1 =1.588 ， YS 2 =1.777再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE 1 500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限FE 2 380MPa再由表查得弯曲疲劳系数：K FN 1 =0.85,KFN2=0.9计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.35F 1K FN1FE1

14、=0.85500 =314.8MpaS1.35F 2KFN2FE 20.9380S=253.3MPa1.35d1 53.87mmd2 =199.32mm模数M 2.376齿宽B 53.87计算大，小齿轮的YF YS ，并加以比较：FYFYS=0.01327F 1314.8YFYS=0.0155F 2253.3大齿轮的数值大，选用大齿轮YF YS=0.0155F设计计算：mn2KTYcos2.YFYS3d Z12Fmn3 2105 0.88 cos2 140.0155mn对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数m =2mm，既满足弯曲强度，

15、但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d1 =53.87mm来计算齿数：Z1d1 cos=cos14 =26.1m2取 z1 26则 Z2iZ 1 =976、几何尺寸计算：计算中心距：(Z1 Z2 )m(2697) 2a126.76mm2cos2 cos14将中心距圆整为： 127 mm按圆整后中心距修正螺旋角：arc cos (Z1Z2 )marccos (2697)14.42a2127因的值改变不大，故参数, ZH 等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：d1Z1m2 =53.69mmcoscos14.4d2Z2m2cos=200.3mmcos14.4计算齿轮宽度：bd d1

16、 =1 53.69=53.69mm取 B2 =54mm,B1 =60mm8、高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式法面模数mn面压力角 n螺旋角分度圆直径d1d2齿顶圆直径a1 1*n=53.69+21ad =d +2hm* 2mn=200.3+22da2=d2+2ha齿根圆直径df1=d12hf*nm=53.692 1.25 2f222hf*nd =dm=200.322 1.25中心距n12)/（2cos ）a=m (Z+Z=2(2 2+81)/ （2cos14.4 o）齿宽b2=bb1=b2+(510)mm3、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。结果 /mm220o14.4o5

17、3.69齿数200.3z1 2657.69z2 97204.348.69195.3中心距a=127 mm127螺旋角54=14.460分度圆直径d1 =53.69mm大齿轮采用腹板式结构。d2 =200.3mm代号结构尺寸计算公式结果 /mm轮毂处直径 D1D1=1.6d=1.6 4572齿宽轮毂轴向长 LL=(1.21.5)d B54b=53.69mm倒角尺寸 nn=0.5mn1B1 =60mm齿根圆处厚度 00=(2.5 4) mn8腹板最大直径 D00 f22216B2 =54mm,D =d0板孔分布圆直径 D2D2=0.5(D0+D1)144板孔直径 d1d1=0.25(D0D1)35

18、腹板厚 CC=0.3b218（二）、低速齿轮机构设计1、已知 n3 129.73r/min2、选择齿轮精度为 7 级，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, 两者材料硬度差为 40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14初选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式： d3t 32KT .U1(ZH ZE)2dUH确定公式中各参数，选Kt =1.6,Z H=2.433,=0.768, ,=0.94512=0.789+0.945=1.713选齿宽系

19、数d 1.0 。1查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8 MPa 2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限H lim1 590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：H lim 2 560MPa.由计算公式： N=60nijL h 算出循环次数：N3 60129.73 1（ 2 8 8 300） 2.99 109N 4N3=1 109i再由 N1,N2 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.90, K HN 2 =0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1, 失效概率1。H1K HN1H lim1=0.90 590=531MpaSH2KHN2H lim2=0.95 560=532Mpa

20、SH 1H2 531 532H2=531.5MPa24、计算小齿轮分度圆直径d3t , 由计算公式得：d3t 32KT .U1(ZHZE )2dUH2321.6d3t11.713d3t 87.86mm计算小齿轮圆周速度：vdn3.14=0.596m/s60100060计算齿宽 b 及模数 m.1000b= d3t d187.86mmd1tcoscos143.04 mmmntZ28齿高 :h= 2.25 mnt =2.25 3.04=6.85mmb87.86=12.83h6.85计算纵向重合度：0.318d Z1 tan 0.318 1 28tan14 2.22计算载荷系数K已知使用系数K A

21、=1已知 V 0.596m/s ，7 级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV =1.03由表查得： K H的计算公式：K H 1.12 0.18(1 0.6 d2 ) d20.2310 3 b1.15 0.18 （ 1 0.6 ） 0.23 10 387.861.428再由 课 表 103 查的： KF=1.33,KHKF=1.2公式： KKAKVKH KH=1 1.03 1.428 1.2=1.765再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径：d3d3t 3K87.86 3 1.765=90.78mmKt1.6d3 coscos14计算模数：mn =3.146mmZ3285、再按齿根弯曲强度设计：设计

22、公式：2KTY cos2YF YSmn.3d3t =87.86mmd Z12F确定计算参数：计算载荷系数：KKAKVKFK F1 1.03 1.2 1.33=1.644b=87.86mm根据纵向重合度： 2.22 ，从 课 图 1028 查得螺旋角影响系数 Y =0.88Z128m=3.04计算当量齿数：=31.59Zv3cos3 14cos3h=6.85Z281=91.38Zv4cos3 14cos3再由 课表 105查取齿形系数 YF1 =2.505, YF=2.20查取应力校正系数YS 1 =1.63 ， YS2 =1.781计算大，小齿轮的YF YS ，并加以比较：FYFYS2.505

23、1.63 =0.00769F 1531YFYS2.21.781=0.00737F 2532小齿轮的数值大，选用小齿轮YF YS=0.00737F设计计算：mn32KTY cos2.YF YSd Z12Fmn3 21050.880cos2 140.00769mnmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数m =2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d3 =90.78mm来计算齿数：d3coscos14=44.04Z3=2m取 Z344得 Z4iZ 3 1276、几何尺寸计算：计算中心距：(Z3 Z4

24、 ) m(44127)a2177. 3mm2coscos14将中心距圆整为： 177mm按圆整后中心距修正螺旋角：arc cos (Z3Z4 )marccos (44 127)13.72a2因的值改变不大，故参数, ZH 等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：d3Z3m=90.56mmcoscos13.7d4Z4m=263.44mmcoscos13.7计算齿轮宽度：bd d3 =1 90.56=90.56mm取 B2 =90mm,B1 =95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果 /mm面基数mn2面压力角n20o螺旋角13.7o分度圆直径d390.56d4263.44齿顶圆直径da1

25、=d1+2ha* mn=90.56+21294.56da2=d2+2ha* mn=263.44+21 2267.4412hf*Z344齿根圆直径df1=dn285.56m =90.56 21.25df2=d22hf* mn=263.4421.252258.44中心距a=mn12177(Z +Z )/2cos齿宽b2=b901210)mm95b=b +(5Z4 =127中心距 a=177.3mm六、轴的设计（一）、高速轴的设计螺旋角= 13.71、轴的材料与齿轮 1 的材料相同为40Cr 调质。2、按切应力估算轴径由表 15 3 查得，取 A =106分度圆直径0轴伸出段直径d3 =90.56m

26、md1 A 0(p1/n1)1/3=106 (5.06/480)1/3 =23.2mm取 d1=32mmd4 =263.443、轴的结构设计1)、划分轴段mm轴伸段 d1；过密封圆处轴段 d2；轴颈 d3,d7 ；轴承安装定位轴段d4,d6; 齿轮B2 =90mm,轴段。2)、确定各轴段的直径B1 =95mm由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性， 其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取d2=34mm ，选择滚动轴承30207，轴颈直径 d3=d7=35mm 。齿轮段尺寸。分度圆直径 d=53.69da=57.69df=48.693)、定各轴段的轴向长度。由中间轴的设计知轴

27、长 L 253.5+ L伸出伸出端的长度由带轮厚度确定L伸出 （ 1.5 2）d,取 L伸出 64mm选取 d2 轴向长度为 20 Ld 2 （ 2030）其余长度根据中间轴各段长度确定4、按许用弯曲应力校核轴。(1) 、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mmCD=170mmAB=227mm(2)、绘轴的受力图。40Cr 调质轴承选30207( 3)、计算轴上的作用力：3Ft1=2T 1/d1=2 100.67 10 /54=3728.5NoFr1 =Ft1tan n/cos 1=3728.5 tan 20 /cos14.4=1401NoF 1=F t1tan 1=3728.5 tan

28、 14.4 =957N(4) 、计算支反力绕支点 B 的力矩和 MBZ =0，得RAZ =F r1 170+Fa1d1/2 227=(1401 70+957 27)227=1163N同理： MAZ =0 ,得RBZ =F r1 57-Fa1d3/2 227=(1401 57-975 27)227=238N校核： Z=RAZ Fr1+R BZ =238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点B 的力矩和 MBy =0，得RAY =3728.5 170/227=2792由 MAy =0 ，得RBY =3728.55/227=936N校核： Z =RAY + R BY Ft1 =936+279

29、2-3728=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fa1AFr1RbzCB（ b) RazC 处弯矩： M CZ 左 = RAZ 57=66291Nmm M CZ 右 = RBZ 170=40460NmmM CY =R AY 57=279257=159144Nmm(6) 、合成弯矩M C 左=(M 2CZ 左+M 2 CY )1/2 =(66291 2+40460 2) 1/2=77663NmmM C 右 =(M 2 CZ 右 +M 2CY )1/2=(40460 2+1591442)1/2=164207Nmm(7) 、转矩及转矩图。T 2=100670Nmm(8)、计算当量弯

30、矩应力按正系数= -1b/ 0b=55/95=0.58 T2=0.58 100670=58389NmmC 处： MC 左=MC左 =159144M C 右 =M2C右 +( T2) 2 1/2 =(164207 2+1591442) 1/2 =174279Nmm(9)、校核轴径。C 剖面： dC= (M C右 /0.1 -1b ) 1/3 =(174279 /0.1 55) 1/3 =31mm43mm强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表 61 查出键槽尺寸：b h=14 9(t=5.5 ， r=0.3) ；由表 62 查出键长： L=45 ；Fa1ACB（ b) RazRbzACB(c)R

31、byRby(d)（二）、中间轴的设计1、选择轴的材料。因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3 的材料一致，故材料为45 钢调质。由表 15 1 查得：硬度 217 255HBS 0b=95MPa -1 b=55MPa抗拉强度极限： =640MPa屈服强度极限：s=355MPa弯曲疲劳极限：b-1 =275MPa剪切疲劳极限：-1=155MPa许用弯曲应力：b-1=60MPa2、轴的初步估算根据表 15 3，取 A0=112d A0 3p2 =112 34.86=37.46mmn2129.73考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取D 1=dmin=40mm3、轴的结构设计（1）、各轴段直径的确定。初选滚

32、动轴承，代号为30208 .轴颈直径d1=d 5=dmin=40mm.齿轮 2 处轴头直径d2=45mm齿轮 2 定位轴角厚度。hmin=(0.07 0.1)d ，取 hmin=5mm 该处直径d2=54mm齿轮 3 的直径： d3=90.54mm,d a3=94.54mm,d f3=85.56mm由轴承表5 11 查出轴承的安装尺寸d4=49mm(2)、各轴段轴向长度的确定。轴承宽度B=19.75mm , 两齿轮端面间的距离4=10mm其余的如图4、按许用弯曲应力校核轴。(1) 、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mmCD=88mmCB=72mmAD=217mm(2)、绘轴的受力图。

33、45 钢调质选滚动轴承( 3)、计算轴上的作用力：3齿轮 2： Ft2=2T 2/d2=2 357.66 10 /200.3=3571.2N 30208 Fr2 =Ft2tan n/cos 2=3571.2 tan 20o/cos14.4=1342NF 2=Ft2tan 2=3571tan 14.4 o=917N3齿轮 3： Ft3 =2T 3/d3=2 357.66 10 /90.56=7899NFr3 =Ft3tan n/cos 3=7899tan20 o/cos13.7=2959NF 3=F t3tan 3=7899tan 13.7 o=1926N(4) 、计算支反力绕支点 B 的力矩和

34、 MBZ =0，得RAZ =F r2 (88+72)+F a2d2/2+F a3d3/2 Fr3 72217=(1342 160+917 100.15+1926 45.26-72 2959)217=833N同理： MAZ =0 ,得RBZ =F r3(57+88)+F a3d3/2+F a2 d2/2 Fr2 57 217 =(2959 165+917 100.15+1926 45.26-1342 57) 217 =2450N校核： Z=RAZ +Fr3 Fr2 RBZ =833+2959-1342-2450=0计算无误同样，由绕支点B 的力矩和 MBy =0，得RAY =(3571 160+

35、7899 72)/217=5449N由 MAy =0 ，得RBY =（ 3571 57+7899 145） /217=6021校核： Z =RAY + R BY Ft3 Ft2=5449+6021-3571-7899=0 计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fa2AFr2CRbzBDFr3（b)RazFa3Mcz左Mcz右Mdz左Mdz右C 处弯矩： M CZ 左=RAZ 57=833 57=43316NmmM CZ 右 =RAZ 57 Fa2d2/2=833 57 917 100.15=-48522NmmD 处弯矩： M DZ 左=R BZ 72+Fa3d3/2=2450 72

36、+1926 45.26=263609NmmM DZ 右 =RBZ 72=176400水平面弯矩图。AFt2BFt3C(c)MdyMcyM CY =RAY 57=5449 57=283348NmmM DY =R By 72=6021 72433512Nmm(6)、合成弯矩处： M C 左=(M221/2221/2CZ 左+MCY )=(43316 +283348 )=286640NmmM C 右 =(M 2 CZ 右 +M 2CY )1/2=(48522 2+2833482)1/2=287473NmmD 处：221/2221/2M D 左 =(M DZ 左 +M DY )=(263609 +433512 )=507368Nmm(7) 、转矩及转矩图。T 2=533660Nmm(8)、计算当量弯矩