帶式運輸機傳動裝置設(shè)計

1、武漢工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 題 目 帶式傳動機設(shè)計 學(xué)生姓名 學(xué) 號 學(xué) 院 專 業(yè)機械設(shè)計制造及其自動化指導(dǎo)教師 二一二 年 五 月 八 日目 錄一、精密機械課程設(shè)計任務(wù)書.2二、精密機械課程設(shè)計說明書 21 傳動方案擬定.22 電動機的選擇.23 計算總傳動比及分配各級的傳動比.44 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.55 傳動零件的設(shè)計計算.66 軸的設(shè)計計算.127 滾動軸承的選擇及校核計算.188 鍵聯(lián)接的選擇及計算.229 設(shè)計小結(jié).2310 參考資料目錄.23三、設(shè)計圖紙26河北聯(lián)合大學(xué)課程設(shè)計所在學(xué)院輕工學(xué)院專業(yè)冶金工程學(xué)生姓名學(xué)號班級開始時間提交時間指導(dǎo)教師題目帶式運輸機傳動裝置設(shè)計題目性質(zhì)

2、及來源 性質(zhì)理論研究 應(yīng)用研究 技術(shù)開發(fā) 其他主要內(nèi)容設(shè)計用于帶式運輸機的一級直齒圓柱齒輪減速器傳動簡圖如下：原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號12345運輸帶工作拉力F/N11001150120012501300運輸帶工作速度V/(m/s)1.51.61.71.51.55卷筒直徑D/mm250260270240250數(shù)據(jù)編號678910運輸帶工作拉力F/N13501400145015001600運輸帶工作速度V/(m/s)1.61.551.61.71.8卷筒直徑D/mm260250260280300工作條件：一班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。使用期限：10年動力來源：三相交流電（220V/3

3、80V）運輸帶速度允許誤差：±5%。備注設(shè)計計算說明書一、傳動方案擬定設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（1） 工作條件：使用年限8年，工作為單班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2） 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=1200N；帶速V=1.7m/s；滾筒直徑D=270mm；滾筒長度L=500mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶×2軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.885(2)電機所需的工作

4、功率：P工作=FV/（1000總）=1200×1.7/（1000×0.885）=2.305KW 3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/（D）=60×1000×1.7/（×270）=120.25r/min 按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=35。取V帶傳動比I1=24，則總傳動比理時范圍為Ia=620。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Ia×n筒=（620）×120.25=721.52405.01r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和150

5、0r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導(dǎo)書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132S-6。其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/120.25=7.982、分配各級傳動比（1） 據(jù)指導(dǎo)書P7表1，取齒輪i齒輪=3（單級減速器i=36合理）（2） i總=i

6、齒輪×I帶i帶=i總/i齒輪=7.98/3=2.66四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n0=n電機=960r/minnI=n0/i帶=960/2.66=360.9(r/min)nII=nI/i齒輪=120.3(r/min)nIII= nII=120.3(r/min)計算各軸的功率（KW）P0= P工作=2.305KWPI=P0帶=2.305×0.96=2.2128KWPII=PI×齒×承=2.10KWPIII=PII×承×聯(lián)=2.10×0.98×0.99 =2.037KW3計算各軸扭矩（N&#

7、183;mm）4 To = 9550×P0/n0= 9550×2.305×1000/960 =22.93N·mTI=9550×PI/nI=9550×2.2128×1000/360.9=58.55N·mTII=9550×PII/nII=9550×2.10×1000/120.3 =166.71N·mTIII=9550×PIII/nIII=9550×2.037×1000/120.3 =161.74N·m 五、傳動零件的設(shè)計計算1、 皮帶輪傳動

8、的設(shè)計計算（1） 選擇普通V選帶截型由課本P83表5-9得：kA=1PC=KAP=1×2.305=2.305KW由課本P82圖5-10得：選用A型V帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為63100mm 則取dd1=100mm>dmin=63 dd2=n1/n2·dd1=960/360.9×100=266mm由課本P74表5-4，取dd2=270mm 實際從動輪轉(zhuǎn)速n2=n1dd1/dd2=960×100/270 =355.56r/min轉(zhuǎn)速誤差為：（n2-n2）/n2=（360.9-355.56）/360.

9、9 =0.0148<0.05(允許)帶速V：V=dd1n1/60×1000=×100×960/60×1000 =5.03m/s在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（3） 確定帶長和中心矩根據(jù)課本P84式（5-14）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+270)a02×(100+270) 所以有：259mma0740mm 由課本P84式（5-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+270)+(270-100)2/4×500

10、 =1595.35mm根據(jù)課本P71表（5-2）取Ld=1600mm根據(jù)課本P84式（5-16）得：aa0+Ld-L0/2=500+（1600-1595.35）/2 =502.325mm(4)驗算小帶輪包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（270-100）/×502.325×57.30=1800-19.390 =160.610>1200（適用）（5）確定帶的根數(shù)根據(jù)課本P1=0.97KW P1=0.08KWK=0.96 KL=0.99得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =2.305/【(0.97+0.08 )×

11、0.96×0.99】 =2.38(6)計算軸上壓力由課本表 查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力：F0=500PC/（ZV）×（2.5/K-1）+qV2=500×2.305/（3×5.03）×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032N =125.05N則作用在軸承的壓力FQ，F(xiàn)Q=2ZF0sin（1/2）=2×3×125.05sin（160.610/2）=739.58N2、齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為2402

12、60HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；根據(jù)表選7級精度。齒面精糙度Ra1.63.2m (2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15）確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=3 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3×20=120 實際傳動比I0=60/20=3傳動比誤差：（i-i0）/I=(3-3)/3=0%<2.5% 可用齒數(shù)比：u=i0=3由表 取d=0.9 (3)轉(zhuǎn)矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.1/120.3 =16670

13、8.23N·mm (4)載荷系數(shù)k 取k=1 (5)許用接觸應(yīng)力HH= HlimZNT/SH由課本查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由課本P133式6-52計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60n1rth=60×120.3×8×365×10=2.11×108NL2=NL1/i=2.11×108/3=7.03×107由課本查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=570×0

14、.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431×166708.23×(3+1)/0.9×3×34321/3mm=97.8mm模數(shù)：m=d1/Z1=97.8/20=4.98mm根據(jù)課本表 取標(biāo)準模數(shù)：m=5mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=5×20mm=100mmd2=mZ2=5×60mm=300mm齒寬：b

15、=dd1=0.9×100mm=90mm取b=90mm b1=90mm(7)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=90由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.28 YSa2=1.69 (8)許用彎曲應(yīng)力FF= Flim YSTYNT/SF由設(shè)計手冊查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210MpaYNT1=0.88 YNT2=0.9試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST=2按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.3

16、2MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa將求得的各參數(shù)代入式（6-49）F1=2kT1/（bm2Z1)YFa1YSa1=2×1×166708.23/（90×52×20) ×2.8×1.55Mpa=32.16Mpa< F1F2=2kT1/（bm2Z2)YFa1YSa1=2×1×166708.23/（90×52×60) ×2.28×1.69Mpa=9.52Mpa< F2故輪齒齒根彎曲疲勞

17、強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=5/2(20+60)=200mm (10)計算齒輪的圓周速度VV=d1n1/（60×1000）=3.14×100×120.3/（60×1000）=0.63m/s六、軸的設(shè)計計算 輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)設(shè)計手冊例題，并查表10-2，取c=115d115 (2.2128/360.9)1/3mm=21.05mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=21.05×(1+5%)mm=22.10選d=23mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上零件的定位

18、，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=23mm 長度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=23+2×2×1.5=29mmd2=29mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長

19、為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直徑d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=41mm由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)?。海?0+3×2）=36mm因此將段設(shè)計成階梯形，左段直徑為36mm段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm (

20、3)按彎矩復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d1=100mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2=58554.28N·mm求圓周力：FtFt=2T2/d2=58554.28/50=1171.09N求徑向力FrFr=Ft·tan=1171.09×tan200=426.24N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=213.12NFAZ=FBZ=Ft/2=585.55N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=213.12×50=10.656

21、N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=585.55×50=29.2775N·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(10.6562+29.2782)1/2=31.156N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P2/n2）×106=58.55N·m (6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面C處的當(dāng)量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=31.1562+(1×58.55)21/2=66

22、.32N·m (7)校核危險截面C的強度e=Mec/（0.1d33）=66.32/（0.1×413）=9.62MPa< -1b=60MPa該軸強度足夠。 輸出軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255HBS）根據(jù)設(shè)計手冊表 取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡

23、配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉(zhuǎn)矩：已知T3=271N·m求圓周力Ft：Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N求徑向力FrFr=Ft·tan=1806.7×0.36379=657.2N兩

24、軸承對稱LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m (3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m (4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N·m (5)計算當(dāng)量彎矩：根據(jù)課本P235得=1Mec=MC

25、2+(T)21/2=47.12+(1×271)21/2 =275.06N·m (6)校核危險截面C的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<-1b=60Mpa此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命16×365×8=48720小時1、計算輸入軸承 （1）已知n=458.2r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型軸承內(nèi)部軸向FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) FS1+F

26、a=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數(shù)x、y/FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本表 得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當(dāng)量載荷P1、P2根據(jù)課本表 取f P=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2

27、+0)=750.3N (5)軸承壽命計算P1=P2 故取P=750.3N角接觸球軸承=3根據(jù)手冊得7206AC型的Cr=23000NLH=16670/n(ftCr/P)=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h預(yù)期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N試選7207AC型角接觸球軸承根據(jù)課本 得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本表 得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0 (4)計算當(dāng)量動載荷P1、P2根據(jù)表 取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)計算軸承壽命LH