课程设计带式运输机传动装置设计.docx

111111111111111111111111111111111111111111111111111目录一、传动方案拟定 计算总传动比及分配各级的传动比.6四二电动机的选择 、运动参数及动力参数计算 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） 原始数据已知条件：输送带工作拉力F = 6.5 KN输送带速度v = 1.1m / s卷筒直径D = 400mm（2） 工作条件1） 工作情况：两班制工作（每班按8h计算），连续 单项运转，载荷变化不大，空载启动；输送带速 度容许误差土 5% ；滚筒效率耳=0.962） 工作环境：室内，灰尘较大，环境温度30°C左右3） 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F = 6.5 KN v = 1.1m / s D = 400 mmII-■叶 52,521r/minP 二 7.15KWw总体设计一•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60xlOOOv 60xlOOOxl.l “/ •n = = = 52.521r /mmw 兀D 兀x 400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P = FV = 6500 "J 7.15KWw 1000 1000设％1巴，1叫分别为弹性联轴器，闭式齿轮传动（设齿 轮精度为8级），滚动轴承,V形带传动。

滚筒的效率， 由表 2-2 差得n 1=0.99 n 2=0.97 n 3=0.99 n 4=0.95 n 5=0.96 则传动装置的总效率为 耳二耳2q 2q4耳耳二 0.992 x 0.972 x 0.994 x 0.95 x 0.96 二 0.80791 2 3 4 5P - P - 7.15 - &850KW电机所需功率为d耳0.8079由第十六章表16-1选取电动机的额定功率为11KW3） 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：根据电动机所需功率和同步转速，查第十六章表16-1 可知，电动机型号为Y160M-4和Y160L-6相据电动机 的满载转速nm和滚同转速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：耳-0.8079P - 8.850KW d方 案 号电动机型号额定 功率 /kw同步 转速 r/min满载转 速 r/min总传动比轴外 伸轴 径/mm1Y160M-4111500146027.80421102Y160L-611100097018.4742110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i二3，则减速机的总传动比3• 18.47 616、r 1 = = 6.16为 3双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 [=+'1.3i = J 1.3 x 6.16 = 2.830i = - 2.177低速级的传动比为2匚四•传动装置的运动和动力参数计算(1) 各轴的转速计算：n = n = 970r /min1 mn =—1 =97° — 342.76r /min2 i 2.8301n 342.76 1 .n =t — —157 ・45r /min3 i 2.1772n — n —157.45r /min4 3(2) 各轴的输入功率计算电动机型号为 Y160L-6减速器的总传动比为i — 6.16i — 2.83011 — 2.1772n — 970r /min1n — 342.76r /mir2n — 157.45r /min3n — 157.45r /min4P = P 耳=8.850 x 0.99KW = 8.762KW1 d iP = Pnn = 8.762 x 0.97 x 0.99KW = 8.414 KW2 1 2 3P = P nn = 8.414 x 0.97 x 0.99KW = 8.080KW3 2 2 3P = P nn = 8.080 x 0.99 x 0.99KW = 7.919 KW4 3 3 1(2)各轴的输入转矩计算P 8 762T = 9550t = 9550x ' = 86.265N-m1 n 9701P 8 414T - 9550 — - 9550 x ' — 234.431N - m2 n 342.762P 8 080T - 9550 — - 9550 x ' - 490.086N ・ m3 n 157.453P 7 919T - 9550— - 9550x - 480.320N-m4 n 157.454各轴的运动及动力参数P - 8.762KW1P - 8.414KW2P - 8.080KW3P - 7.919KW4T - 86.265N - m1T - 234.431N ・ m2T - 490.086N - m3T - 480.320N - m4P -13.2KWca轴号转速n /(r /min)功率P / KW转矩T /(N - m)传动比i19708.76286.2652342.768.414234.4313157.458.080490.0864157.457.917480.320五.传动零件的设计计算1. 选V带1•确定计算功率P ca由表8-7查得工作情况系数KA- L2 ,故P - K P -1.2x 11KW -13.2KWca A2. 选择V带的带型根据P ca・nl由图8-11选用B型3•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ddl由表8-6和表8-8，取 小带轮的基准直径d = 140 mmd i2 )验算带速v兀d n 兀 xl40x970 .v = di i = = 7.11m/ s60x1000 60x1000因为5 m/sVvV25 m/s,故带速合适。

3 )计算大带轮的基准直径dd2d = id = 6.16 x 140 mm = 862mmd 2 d 1根据表8 8,为dd2 =900 验算i误差： i' = 900 = 6.43140A = 6.43 — 6.16 x100% = 4.4% 小于 5%6.164•确定V带的中心距a和基准长度Ld1) 初定中心距 °( dd1+ dd 2)- a0 - 2(dd1+ dd2)728mm - a — 2080mm a = 1500mm0 02) 计算带所需的基准长度兀 / 丁 r \ (d _ d )2L u 2a + — (d + d ) + ―皑 阳一d0 0 2 d 1 d 2 4a0兀 (900 —140)2=2 x 1500 + x (140 + 900)+「 丿 mmL 2 4x1500 」u 4730mmL u 4730mmd 0由表8-2选带的基准长度Ld=4500mm3)计算实际中心距aa 沁 a + Ld - Ld0 = 1500 + 4500 — 4730 = 1385mm0 2 2中心距的变化范围为728-2080mm5.验算小带轮上的包角157 3°« 沁 180°- (d - d ) •1 d 2 d 1 a57 3°=180° (900 140) x •1385沁 149 °> 120 °6•计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率P r由 dd 1 =140mm 和 n1 =970 r/min ,查表 8-4a 得p 二 2.111KW根据-二970r/min i = 6.16和B型带查表8-4b得Ap 二 0.31KW0查表8-5得气二0・902,查表8-2得K L=1.15，于是P = (P +AP ) - Ka - Kr 0 0 L=(2.111 + 0.31) x 0.902 x1.15KW = 2.51KW2)计算V带根数ZP 13 2Z 二 f 二 二 5.26P 2・51 取6根7•计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得B型带的单位长度质量q = 0.18kg加 所以Z=6（F ）二 500 （2.5 — 化 + qv20 min K ZV（F ）0 l min二 283Na」500x（2・5一0・902）22 + 0.18x7.II21 _ 0.902 x 6 x 7.11 _=283 NF = 6.5KN > （F ）0 0 min8•计算压轴力Fp压轴力的最小值为：（F ）p min3272Na（F ） = 2Z （F ） sin —p min 0 min 2149。

2 x 6 x 283 x sin = 3272N22. 高速级齿轮传动设计已知输入功率P =8.672KW，小齿轮的转速n =970r/min,1 1齿数比u =2.829.由电动机驱动，寿命为8年（设每年年1工作300天），2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40C （调质）,r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 Z =24，则大齿轮齿数 Z =2.829 X1 224=67.896 取 Z =682(2)按齿面接触强度设计1=86265N -mma. 试选载荷系数K=1.3tb. 计算小齿轮传递的扭矩T =95.5 X 105P /n =95.5 X 1051 1 1X8.762/970=86265X 105Nmmc. 由表10-7选取齿轮宽系数0 =1dd. 由表10-6查得材料弹性系数Z =189.8MPa 2Ee. 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限O =600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度疲。