带式运输机传动装置设计_课程设计

带式运输机传动装置设计

1. 工作条件

连续单向运转，载荷有轻微冲击，空载起动；使用期5年，每年300个工作日，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。

1-电动机；2-联轴器；3-展开式二级圆柱齿轮减速器；4-卷筒；5-运输带

题目B图 带式运输机传动示意图

2. 设计数据 11-1 12-2 13-3 14-4 15-5 学号—数据编号 3.8 4.0 4.2 4.4 5.0 运输带工作拉力F（kN） 运输带工作速度v（ms） 1.10 0.95 0.90 0.85 0.80 380 360 340 320 300 卷筒直径D（mm） 3. 设计任务 1）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。 2）进行传动装置中的传动零件设计计算。

3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。 4）编写设计计算说明书。

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二、电动机的选择

1、动力机类型选择

因为载荷有轻微冲击，单班制工作，所以选择Y系列三相异步电动机。

2、电动机功率选择

（1）传动装置的总效率：

2421 总联轴承齿轮滚筒0.9920.9940.9720.960.85 （2）电机所需的功率：

pFv44000.854.4KW pdw100010000.853、确定电动机转速 计算滚筒工作转速：

601000v6010000.85 n滚筒 50.76r/minD320 因为ia8~40

所以ndianw8~4050.76406.08~2030.4r/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，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。 4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。

其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速960r/min；额定转矩2.0；质量63kg。

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三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比

n960iam18.91

nw50.762、分配各级传动比 查表可知i11.4i2

所以i11.4ia1.418.915.16

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ia2ii3.66 1

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四、动力学参数计算

1、计算各轴转速

n0960r/minn1n0960r/minn2n3n1960186.05r/min i15.16n250.83r/mini2n4n350.83r/min2、计算各轴的功率

Po= P电机=4.4KW

PI=P电机×η1=4.4×0.99=4.36 KW

PII=PI×η2=4.36×0.99×0.97=4.19 KW PIII=PII×η3=4.19×0.99×0.97=4.02KW PⅣ=4.02×0.99×0.99=3.94KW

3、计算各轴扭矩

T零=9550P/n=4377 N·mm TI=9.55×106PI/nI=4333 N·mm TII=9.55×106PII/nII= 21500N·mm TIII=9.55×106PIII/nIII=75520 N·mm

6

TⅣ=9550×10 PⅣ/nⅣ=74025 N·mm

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五、传动零件的设计计算

1． 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝124的； 2． 按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（10—21）试算，即

3dt≥2.32*

KtTu1ZE· φduσH2 选定载荷Kt1.3

计算扭矩T143.77N*m

7级精度； z1＝20 z2＝96

3． 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt＝1.3 （2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1 （3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝1.8Mpa （4） 由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解

除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； （5） 由[1]式10－13计算应力循环次数 N1＝60n1jLh＝60×960×1×（1×8×300×5）＝6.91210 N2＝N1/5.16＝1.34×10e8 N3=1.34×10e8

N4=N3/3.66=3.66×10e8

此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时 （6） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数

KHN1＝0.92 KHN2＝0.94 KHN3＝0.94 KHN4＝0.98

计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 [σH]1＝0.92×600MPa＝552MPa [σH]2＝0.94×550MPa＝517MPa

[σH]3＝0.94×600MPa＝5MPa [σH]4＝0.98×550MPa＝539MPa

计算高速轴

试算小齿轮分度圆直径d1t

8KtT1u1ZEd1t≥2.32* ·φduσH32文案大全

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321.343.771033.211.8·=2.32*=50.092mm

13.2517计算圆周速度

v=

πd1tn2π50.092960==2.52m/s

601000601000d1t50.029==2.09 z124计算齿宽b及模数m

b=φdd1t=1×50.029mm=50.029mm

m=

h=2.25mnt=2.25×2.09mm=4.7mm b/h=50.029/4.7=10.66

计算载荷系数K

由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=2.52m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.1；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同

使用系数

KA=1

由b/h=8.，KHB=1.41652

查[1]表10—13查得KFB =1.35

由[1]表10—3查得KHα=KHα=1。

故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.1×1×1.432=1.79 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得 d1=d1tK/Kt=50.0921.79/1.3mm=55.73mm

计算模数m m33d150.73=mm=2.32 z124由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强

度σF2=380MPa

由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.9

计算弯曲疲劳许用应力

取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得

0.85*500=303.57Mpa

1.40.9*380[σF2]= （KFN2*σF2）/S==244.29Mpa

1.4[σF1]=（KFN1*σF1）/S=

计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×4×1.35=1.512

查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.81、

查取齿形系数

YFa1=2.65 YFa2=2.16

YFaYSa计算大、小齿轮的并加以比较

σFYFa1YSa12.651.58==0.01379

σF1303.57文案大全

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YFa2YSa222.161.81==0.01600

σF2244.29设计计算

m≥2321.5124.377*10e4·0.01600=1.557

1242对结果进行处理取m=2

Z1=d1/m=50.0927/2≈26 Z2=u* Z1=5.16*26≈135 几何尺寸计算

计算分度圆直径 中心距

d1=z1m=26*2=52mm d2=z1m=135*2 =270mm a=(d1+d2)/2=(270+52)/2=161 计算齿轮宽度

b=φdd1 =52mm

计算低速轴

试算小齿轮分度圆直径d1t

KtT1u1ZED2t≥2.32* ·φduσH321.32151033.211.8·=2.32*=82.82mm

13.2539计算圆周速度

v=

32πd2tn2π82.82186.05==0.81m/s

601000601000计算齿宽b及模数m

b=φdd1t=1×82.82mm=82.82mm

d1t82.82m===3.45

z124h=2.25mt=2.25×3.45mm=7.76mm b/h=82.82/7.76=10.67

计算载荷系数K

由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=2.52m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.1；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同

使用系数

KA=1

由b/h=10.67，KHB=1.432

查[1]表10—13查得KFB =1.35

由[1]表10—3查得KHα=KHα=1。

故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1.25×0.5×1×1.432=0.9 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得 d1=d1tK/Kt=82.820.9/1.3mm=71.32mm

计算模数m m33d171.32=mm=2.97 z124由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强

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度σF2=380MPa

由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN3=0.9 KFN4=0.95

计算弯曲疲劳许用应力

取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得

0.9*500=321.43Mpa 1.40.95*380[σF2]= （KFN2*σF2）/S==257.86Mpa

1.4[σF1]=（KFN1*σF1）/S=

计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1×1.35=1.512

查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa3=1.58；Ysa4=1.78、

查取齿形系数

YFa3=2.65 YFa4=2.20

YFaYSa计算大、小齿轮的并加以比较

σFYFa1YSa12.651.58==0.013026

σF132143YFa2YSa22.21.78==0.015186

σF2257.86设计计算

m≥2320.9215*10e4·0.015186=4.67 2124对结果进行处理取m=2.97 取3

Z1=d1/m=82.82/3≈27.61=28 Z2=u* Z1=3.66*28≈102 几何尺寸计算

计算分度圆直径 中心距

d1=z1m=28*3=84mm d2=z1m=102*3 =306mm a=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195 计算齿轮宽度

b=φdd1 =84mm

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六、轴的设计计算

1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 42mm 压力角 20° 2.94Kw 19.634N·m 1430r/min L=1mm

D1-2=25mm L1-2=12mm

D2-3=30mm

2求作用在齿轮上的力

2T12*19.634*103Ft934.95N

d242Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=340.29N

3 初步确定轴的直径

先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有

dminA0*3P12.94112*325.24mm n214304 联轴器的型号的选取

查表[1]14-1,取Ka=1.5则；

Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m

按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 4 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.5则；

Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m

按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 见下表 5. 轴的结构设计

A 拟定轴上零件的装配方案

B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mm

b 初步选择滚动轴承。

考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mm

c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mm

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d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）

根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制 Ft=934.95N Fr =340.29N

dmin14.24mm

GY2 凸缘联轴器 Ka=1.5

Tca=29.451N·m

d1=16mm

造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm 已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则

L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为1，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1 ]表15-2 取1.0mm

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七、滚动轴承的选择及校核计算、

根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷Cr4650N，基本额定静载荷C0r4320N。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N

由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。 1）求比值

轴承所受径向力 Fr1600.22697.232N1745.5N 所受的轴向力

Fa0N

Fa0 它们的比值为 Fr根据[1]表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时

Fae。 Fr2）计算当量动载荷P，根据[1]式（13-8a）PfP(XFrYFa) 按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，取

fP1.0~1.2，

fP1.1。则

P1.1（11745.50）N1920N

3）验算轴承的寿命

Cr4650N

C0r4320N

Fa0 FrP1920N

按要求轴承的最短寿命为 Lh'283658h46720h （工作时间）,根据[1]式（13-5）

Cr106106128003Lh（）（）h（ 60nⅢP6093.1r/min192053042h46720h承取3） 所以所选的轴承61909满足要求。

3对于球轴

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八、键连接的选择及校核计算

按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。 1）对连接齿轮4与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸

一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。

根据d=52mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。 （2）校核键联接的强度

键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力[p]100~120MPa，取平均值，

[p]110MPa。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度

k=0.5h=0.5×10=5mm。根据[1]式（6-1）可得

2T1032266.44103pMPa43.6MPa[p]110MPa所以所选的键满足强度要求。键的

kld54752标记为：键16×10×63 GB/T 1069-1979。

2）对连接联轴器与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸

类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。

根据d=35mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。 （2）校核键联接的强度

键、轴和联轴器的材料也都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力[p]100~120MPa，取其平均值，[p]110MPa。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×8=4mm。根据[1]式（6-1）可得

2T1032266.44103 pMPa63.4MPa[p]110MPa所以所选的键满足强度要求。

kld46035键的标记为：键10×8×70 GB/T 1069-1979。 圆头普通平键 （A型） p=43.6Mpa 键16×10×63 p=63.4Mpa

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九、联轴器的选择及校核计算

本设计的联轴器的选择主要包括了两个联轴器的选择，第一个是电动机轴与减速器的输入主轴的联结，根据文献2中的表12-23Y系列电动机的外型尺寸，本设计所选用的电动机的型号为Y112M-4，可知电动机的输出主轴的外伸部分的长度E和直径D分别是60和28。又本设计的蜗轮轴的直径计算最小值为36.91mm和蜗杆的计算最小直径为14.69mm。又轴上都装有键，要将尺寸扩大7%左右。最终确定的蜗轮轴的直径和蜗杆轴的直径分别是42mm和28mm，G 根据文献2表8-8弹性套柱销联轴器,最后确定电动机与减速器的输入轴间的联轴器选择为LT4型，其标注为LT4联轴器 YA28×62。对于第二个减速器的输出轴与工作机的输入轴之间的联轴器减速器选择LT7型，其标注为LT7联轴器JA42×112。

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十、减速器的润滑与密封

1、齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

2、滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑。 3、密封

轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。

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十一、箱体及附件的结构设计

1、减速器结构

减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。 2、注意事项

（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料； （2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm；

（3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；

（4）角接触球轴承7213C、7218C、7220C的轴向游隙均为0.10～0.15mm；用润滑油润滑；

（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；

（6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围； （7）减速器外表面涂灰色油漆； （8）按减速器的实验规程进行试验。

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设计小结

如梭的岁月一闪即逝，仍然的光阴更如白驹过隙，转眼间为其三周的课程设计结束了，这三周让我获益颇多。通过这次课程设计，使我对机械原理有了更深的理解．在这次的设计中，由于是的一次作设计，缺乏经验，给设计带来了不必要的麻烦． 课程设计就在我们小组成员的共同努力下即将结束,回顾这几天来的辛勤努力,再看一下我们的成果,心中充满了喜悦和一种强烈的集体荣誉感..自己出题目,自己总体设计,自己动手把设计图形化,整个过程必须节节相扣,哪个环节出了错,会给整个设计过程带来意想不到的困难,因此需要每个成员慎之又慎,丝毫的麻痹大意都不允许出现.在提交指导老师审核之前,每个细节都是考虑来考虑去,恐怕在某个环节上出错，很可惜我们的设计不够理想，不过还好，由此可见,在实际生产中,设计人员所要承担的责任有多大.我们在设计构成中,用到了很多图形软件,这些软件帮助我们实现我们的设计意图,通过计算机模拟现实的方法来实现想象中的运动.因此到了现在也才知道,掌握一种图形软件会对设计带来巨大的帮助,同时也感觉到,要想作一个设计师,图形软件的应用应该能达到得心应手的程度才算合格,这也是对我们提出的要求.可惜的是,以前时间浪费了许多,没有能够充分利用时间来学习,以至于现在作图时困难重重,甚至感到力不从心.故在学习本专业的同时能够掌握一两种图形软件的应用,会对将来走向设计师的职业有莫大的帮助.而最重要的就是,既然是机械课程设计,如果对所学专业理解和掌握的不好，对于设计而言将会困难重重.课堂上的东西到了现在才算有了更深的理解 ,很多原来不明白的地方到了现在也才算想通了,这可算是一个跳跃.但归到底,要想设计出好的作品并能应用到生产实践中的话,必须将现在的课程教育与动手实践结合起来,我们认为这也是这次课程设计的目的所在,现在或许会失败,那可能还无所谓,但是如果将来还失败的话,那会给社会带来资源的浪费,无论是人力还是物力.所以我们必须好好学习本专业课程,同时重视平时的动手实践机会.要学会将理论与实践相结合最后也算是给本篇作个总结,也是对这次课程设计的总结.通过这次课程设计,我们学会了不少东西,正像上面所说的,团结协作的意识,课程以外知识的学习,以及课程与实践结合的意识,都是我们所能亲身感觉到的,没有多方面的知识做基础,要想成功简直是妄想.所以在课程设计结束的同时提醒大家多多重视这次难得的实践机会.

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参考文献

[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2006． [2] 龚溎义、罗圣国．机械设计课程设计指导书（第二版）．北京：高等教育出版社，1990．

[3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．

[4] 陈铁鸣．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003．

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