带式运输机传动装置课程设计.doc

1机械课程设计学生姓名 李杰 学 号 20096988学 院 制造科学与工程学院专 业 机械设计制造及其自动化指导教师 岳大鑫二Ｏ一一 年 十二月 五 日2目 录一、机械零件课程设计任务书 ............................................3二、电动机的设计 ................................................................4三、计算总传动比及分配各级的传动比 ............................5四、运动参数及动力参数计算 ............................................5五、传动零件的设计计算 ....................................................6六、轴的设计计算 ..............................................................11七、 减速箱的结构设计 ....................................................24八、滚动轴承的选择及校核计算 ......................................26九、键联接的选择及校核计算 ..........................................28十、密封和润滑的设计 ......................................................29十一、设计小结 ..................................................................29十 一、参考资料 ................................................................303一、机械零件课程设计任务书设计题目：带式运输机传动装置电动机V 带传动联轴器运输带F V已知条件1． 工作参数运输带工作拉力 F＝12 kN运输带工作速度 V＝3 m/s（允许带速误差±5%）滚筒直径 D= 500 mm 滚筒效率 i＝0.96（包括滚筒与轴承的效率）2． 使用工况两班制，连续单向运转，载荷较平稳。

3． 工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度 35℃4． 动力来源三相交流电，电压 380/220V5． 寿命要求使用折旧期 8 年，大修期 4 年，中修期 2 年，小修期半年6． 制造条件一般机械厂制造，小（大）批量生产设计工作量：减速器装配图 1 张（A0 或 A1） ，零件工作图 1 张，计算说明书 1 份4二、电动机的设计设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动工作条件：使用年限 8 年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁原始数据：运 输 带 工 作 拉 力 F=3000N；带速 V=2.5m/s；滚筒直径D=500mm；电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η 总 =η 带 ×η 2 轴承 ×η 齿轮 ×η 联轴器 ×η 滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.850（2）电机所需的工作功率：P 工作 =Fv/1000η 总=3000×2.5/(1000×0.85)=8.82KW（3）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒 =60×1000V/πD=60×1000×2.5/(π×500)=95.49r/min按表 1[1]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’a=3~6。

取 V 带传动比 I1=2~4，则总传动比范围为 Ia=6~24故电动机转速的可选范围为 nd=I’a×n 筒=（6~24 ）× 95.49=573.0~2291.8r/min符合这一范围的同步转速有 750、1000、和 1500r/min根据容量和转速，由 P167[3]查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：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，则选 nd=1000r/min 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5号为 Y160L-6其主要性能：额定功率：11KW，满载转速 970r/min三、计算总传动比及分配各级的传动比（1）总传动比 ： i 总 =nd/n 筒 =970/95.49=10.16（2）分配各级传动比据表 1[2]，取齿轮 i 齿轮 =4（单级减速器 i=3~6 合理）i 总 =i 齿轮 ×I 带i 带 =i 总 /i 齿轮 =10.16/=2.54四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI =n 电动 /i 带 =970/2.54=381.89(r/min)nIII=nII= nI /i 齿轮 =381.89/4=95.47(r/min)计算各轴的输入功率（KW）PI=P 工作 =Pmη 带 =8.82×0.96=8.47KWPII=PI×η 齿轮 =8.47×0.97=8.21KWPIII=PII×η 联轴器 =8.21×0.99=8.13KW2、计算各轴的输出功率（KW）PI 出 =P 工作 =Pmη 带 η 轴承 =8.82×0.96×0.98=8.30KWPII 出 = PII×η 轴 =8.21×0.9 8=8.05KWPIII 出 = PIII×η 轴承 =8.13×0.98=7.97KW63、 计算各轴输入扭矩（N·mm）T0 = 9550×Pm/ n 电动 = 9550×8.82/970 =86.84NmTI=9550×PI/nI=9550×8.47/381.89=211.81N·mTII=9550×PII/nII=9550×8.21/95.47=821.26N·mTw=9550×PW/nW=9550×8.13/95.47 =813.26N·m4、计算各轴输出扭矩（N·mm）T0 = 9550×Pm/ nd= 9550×8.82/970 =86.84 N·mTI 出 =9550×PI 出 /nI=9550×8.30/381.89=207.56N·mTII 出 =9550×PII 出 /nII=9550×8.05/95.47=805.25N·mTw 出 =9550×PW 出 /nW=9550×7.97/95.47 =797.25N·m五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算选择普通 V 选带截型，由表 5.5[3]得：k A=1.2PC=KAP=1.2×11=13.2KW由图 5-14[3]得：选用 B 型 V 带，确定带轮基准直径，并验算带速由图 5-14[3]得，推荐的小带轮基准直径为 125~200mm 则取 dd1=160mm dd2=n1/n2·dd1=2.54×160=406.4mm7由表 5-6[3]，取 dd2=400mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=970×160/400=388r/min转速误差为：(n2-n2’)/n2=(381.89-388)/381.89 =-1.6%1200（适用）（4）确定带的根数根据表 5.3[3] P1=2.70KW 表 5.4[3]△P 1=0.30KW表 5.7 [3] Kα=0.92 表 5.2[3] KL=0.95得Z=PC/P’=PC/(P1+△ P1)Kα KL=13.2/(2.70+0.30) ×0.95×0.928=3.85取 Z=4 根（5）计算轴上压力由表 5.1[3] 查得 q=0.17kg/m，单根 V 带的初拉力：F0=500PC/ZV（ 2.5/Kα -1） +qV2=[500×13.2/（4×8.13） ×(2.5/0.92-1)+0.17×8.132]N=360.31N则作用在轴承的压力 FQ，FQ=2ZF0sinα 1/2=2×4×360.31sin149.2/2=2778.99N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级选取一对斜齿轮。

齿轮采用软齿面小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为241~286HBS大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 229~286HBS；确定许用应力（MPa）——图 6.14[3] 、图 6.15[3] 得Hlim1=700 MPa (HBS= 250 )， Hlim2= 600 MPa (HBS =210 )、 Flim1= 280 MPa (HBS=250 )、 Flim2= 220 MPa (HBS =210 )、 由表 6.5[3] 取 SHmin ==1.2 ，S Fmin =1.6 使用寿命 N1=60n1 jLh= 60*381.89*8*300*16 =8.80×108 （按每年 300个工作日计算） N2= N1/ i = 8.80×108 /4 = 2.20×108 由图 6.16[3]曲线 1：Z N1= 1 ，Z N2= 1.12 由图 6.17[3]得：Y N1= YN2= 1 ，Y ST= 2HP1= =583.33MPa ， HP2= 500 MPa min1liHNSFP1= = 350 MPa ， FP2= 275 MPa 。

in1liFTFY（2）按齿面接触疲劳强度设计（长期单向运转的闭式齿轮传动） ，9工作转矩 T1=9.55×106 = 211.81 Nm1nPZH= 2.42 （图 6.12[3]） ，Z E= 189.8 （表 6.3[3]） ，Z  = 0.8 ， d = 1.（表 6.8[3]）Zβ=0.98载荷系数 K= KA×Kv×K×K = 1.8 其中： KA = 1.25 （表 6.2[3] ） ，K v = 1.2，K = 1，K = 1.2213 233 ()2.4189.0.8.1.80(41)5.06HEPdZTidm (3)确定中心距 a18.06()(4)20.6522di m尽量使尾数为 0 或 5,以便于制造和测量，所以初定 210am(4)选定模数 、齿数 、 和螺旋角nm1z212()cosna一般 ，取螺旋角为 15040~21z初选 ， 则3214.0312zi12coscos5.72nam由标准模数取 ，则3.0n12cos1cos513.83.0naz10取 1235z则 12367.24zi取 128z则 1352807齿数比： //3.z误差允许范围内，可用。

于是112()5coscos4.072nmza满足要求5）计算齿轮分度圆直径小齿轮 113286.0cos.97nm大齿轮2230.3cos.97nzd（6）齿轮宽度1.86.dbm圆整大齿轮宽度290取小齿轮宽度15bm（7）校核齿轮弯曲疲劳强度取 27FPMPa根据 、 查表取： ， ， ， ，1z12.5FY2.18Fa1.6saY21.79sa，5.0Y9.11又 186.0dm11132b.8.02.5610.759906.37FFasnFPKTYdM221 FP.87990.35.6FasFYMa所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理六、轴的设计计算输入轴的设计计算在单级减速器中，可将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称布置，齿轮左端面用轴肩定位，右端面用套筒轴向定位，周向采用键和过渡或过盈配。