2019年带式运输机传动装置的设计-图纸加扣287075101.doc

机械设计课程设计说明书

课题名称 带式运输机传动装置的设计

学 院 机电工程学院

专 业 机械工程及自动化

班 级 130909

姓 名 陈运龙

学 号 13090902

指导老师 史天录 教授

2014年3月10号

五邑大学

目 录

1. 设计任务------------------------------------------------------3 2. 传动方案的拟定------------------------------------------------3 3. 电动机的选择--------------------------------------------------4 4. 传动比分配----------------------------------------------------5 5. 传动系统的动力和运动参数计算----------------------------------5 6. 普通V带传动设计计算------------------------------------------6 7. 斜齿圆柱齿轮传动设计计算--------------------------------------7 8. 低速轴系结构设计和校核----------------------------------------9 9. 高速轴的结构设计----------------------------------------------12 10. 低速轴轴承的选择和校核----------------------------------------13 11. 低速轴键的选择及校核------------------------------------------14 12. 联轴器的选择--------------------------------------------------14 13. 润滑密封的设计------------------------------------------------14 14. 设计小结------------------------------------------------------15 15. 参考资料------------------------------------------------------15

计算及说明 1.设计任务 （1）设计任务：带式运输机传动装置，采用一级斜齿圆柱齿轮减速器设计。 （2）原始数据： 运输带工作拉力F=2200N； 运输带工作速度v=1.1m/s； 运输带卷筒直径D=240mm； 减速器设计寿命为8年。 （3）已知条件： 两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘， 环境最高温度35℃； 检修间隔：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； 运输带速度允许误差：±5%； 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 2.传动方案的拟定 带式运输机采用一级斜齿圆柱齿轮减速器设计，其传动系统方案简图如下图a所示。 2 3 4 5 1 1.电动机 2.带轮 6 3.一级斜齿圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.滚筒 6.输送带 带式运输机由电动机驱动。电动机1通过带轮2减速后将动力传入一级斜齿圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至运输机滚筒5，带动输送带6工作。 传动方案采用两级减速传动：第一级为带传动，第二级为单级圆柱齿轮减速器传动。带传动采用V带传动，由于V带传动承载能力大，且有过载打滑保护特点，因此将V带传动放第一级保护电机。 由于运输机在室内使用，考虑工作背景和安全问题，减速箱采用封闭式。 主要结果

计算及说明 3.电动机的选择 （1）确定工作机（卷筒）所需功率PW。 PW=Fυ/1000=2200X1.1/1000kW=2.42kW （2）确定传动总效率η。 查表1-5得： 一对滚动轴承效率η1=0.99； V带传动效率η2=0.96； 8级精度齿轮传动效率η3=0.97； 弹性联轴器效率η4=0.99； 卷筒效率η5=0.96。 故传动装置总效率为： 3 η=η1η2η3η4η5=0.993X0.96X0.97X0.99X0.96≈85.87% 主要结果 PW=2.42kW η=85.87% Pd=2.82kW nw=87.58r/min （3）选择电动机功率Ped。 电机类型：推荐Y系列380V，笼型三相异步电动机。 工作机所需电动机输出功率Pd计算如下： Pd=PW/η=2.42/0.8587kW≈2.82kW 因为Ped＞Pd，查表12-1取电动机额定功率Ped=3kW 对于Ped=3kW的电动机型号如下表所示： 型号 Y100L-2 Y100L2-4 Y132S-6 Y132M-8 同步转速 3000r/min 1500r/min 1000r/min 750r/min 满载转速 2870r/min 1430r/min 960r/min 710r/min 堵转转矩 2.2N•m 2.2N•m 2.0N•m 2.0N•m 额定转矩 最大转矩 2.3N•m 2.3N•m 2.2N•m 2.0N•m 额定转矩 （4）确定电动机转速nd 已知运输带速度v=1.1m/s，可以求得卷筒转速nw nw=v*60*1000/(π*D)=1.1X60X1000/3.14X240=87.58r/min 查表14-2可知V带传动传动比常用值i1=2~4 圆柱齿轮传动传动比常用值i2=3~5 因此装置总传动比合理范围是ia=i1*i2=6~20 所以带式运输机传动装置电动机转速合理范围为 nd=ia*nw=（6~20)X88=528~1760r/min 在该范围内电动机转速有750r/min，1000r/min，1500r/min 其主要数据及计算的总传动比如下表所示：

计算及说明 主要结果 电动机转速 方额定功总传电动机型号 案 率Ped 同步转速 满载转速 动比ia 1 Y100L2-4 3kW 1500r/min 1430r/min 16 2 Y132S-6 3kW 1000r/min 960r/min 11 3 Y132M-8 3kW 750r/min 710r/min 8 通过比较得知：方案2选用的电动机转速较高，总传动比 适中，价格适中，故选方案2较合理。 Y132S-6 所选用的Y132S-6型三相异步电动机额定功率Ped=3kW大Ped=3kW 于工作机所需要的电动机输出功率Pd=2.82kW，满载转速 nm=960r/min nm=960r/min，其主要性能数据如下： 电动机额定功率Ped=3kW； 电动机满载转速nm=960r/min； 电动机的中心高H=132mm； 轴伸出直径D=38mm； 轴伸出长度E=80mm。 4.传动比分配 （1）带式运输机传动装置的总传动比为 ia=10.96 ia=nm/nw=960/87.58=10.96 i1=2.5 i2=4.385 （2）分配V带轮传动比i1 与齿轮减速器传动比i2 由于ia=i1*i2，取V带传动比i1=2.5，则i2=4.385 5.传动系统的动力和运动参数计算 传动系统各轴转速、功率和转矩计算如下： 2 0 1 3 带式运输机传动系统各轴代号 0轴： n0=nm=960r/min n0=960r/min P0=Pd=2.82kW P0=2.82kW T0=9550Pd/nm=9550X2.82/960=28.05N•m T0=28.05N•m

计算及说明 1轴： n1=n0/i1=960/2.5=384r/min P1=P0*η2=2.82X0.96=2.71kW T1=T0*i1*η2=28.05X2.5X0.96=67.32N•m 2轴： n2=nw=n1/i2=384/4.385=87.58r/min P2=P1*η1*η3=2.71X0.99X0.97=2.6kW T2=T1*i2*η1*η3=67.32X4,.385X0.99X0.97=283.48N•m 3轴： n3=n2=nw=87.58r/min P3=P2*η1*η4=2.6X0.99X0.99=2.55kW T3=T2*η1*η4=283.48X0.99X0.99=277.84N•m 将计算结果汇总，如下表所示： 轴代号 转速r/min 功率kW 转矩N•m 0 960 2.82 28.05 1 384 2.71 67.32 2 87.58 2.6 283.48 3 87.58 2.55 277.84 6.普通V带传动设计计算 其设计步骤、计算说明及结果如下表所示： 步骤 1.计算功率Pc 2.选择带型 3.确定带轮基准直径dd1 dd2 4.验算带速v 5.计算带长Ld 计算及说明 查表得工作情况系数KA=1.2 则Pc=KA*Pd=1.2X2.82=3.38kW 由Pc=3.38kW和n0=960r/min 查表，选A型V带 查表，取dd1=100mm，ε=0.02 则dd2=i1*dd1(1-ε)=245mm 查表取标准值dd2=250mm v=π*dd1*n0/60*1000=5.024m/s 则5m/s＜v＜25m/s，符合要求 0.7*(100+250)≤a0≤2*(100+250) 初定中心距，取a0=500mm Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 得Ld0=1560.75mm 查表取标准值Ld=1600mm a=a0+(Ld-Ld0)/2=519.6mm amin=a-0.015Ld=495.6mm amax=a+0.03Ld=567.6mm 主要结果 n1=384r/min P1=2.71kW T1=67.32N•m n2=87.58r/min P2=2.6kW T2=283.48N•m n3=87.58r/min P3=2.55kW T3=277.84N•m KA=1.2 Pc=3.38kW A型 dd1=100mm dd2=250mm v=5.024m/s Ld=1600mm a=519.6mm 6.确定中心距a

计算及说明 步骤 7.验算小带轮包角α1 主要结果 计算及说明 α1=163.50 α1=1800-57.30(dd2-dd1)/a=163.50 α1=163.50＞1200符合要求 由dd1和n0查表单根V带额定功率P1=0.95kW 由i1和n0查表单根V带额定功率增量ΔP1=0.11kW 8.确定带的z=4 查表得包角修正系数Ka=0.96 根数z 查表得带长修正系数KL=0.99 则z=Pc/(P1+ΔP1)Ka*KL=3.35取4 F0=500(2.5/Ka-1)Pc/zv+mv2 9.单根V带F0=137.26N 查表V带单位长度质量m=0.1kg/m 初张紧力F0 则F0=137.26N F1=1086.72N 10.作用在F1=2*z*F0*sin(α1/2)=1086.72N 轴上的力F1 7.斜齿圆柱齿轮传动设计计算 步骤 计算及说明 材料：45 小齿轮：选用45钢，调质处理，硬度260HBS 1.选择齿轮大齿轮：选用45钢，调质处理，硬度230HBS 精度：8级 材料和精度 由普通减速器，查表选用8级精度 22KT1ZEZHZu1  d13d HPuK=1.3 查表取载荷系数K=1.3 2.按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d1 查表取弹性系数ZE=189.8MPa 查表取节点区域系数ZH=2.46 初选螺旋角β=120 查表取螺旋角系数Zβ=0.99 查表取宽度系数ψd=1 T1=9.55*106*2.82/384=7.013*104N•mm T1=7.013*104 ψd=1 ZE=189.8 ZH=2.46 Zβ=0.99 u=4.385 z1=23 z2=101 u=i1=4.385 小齿齿数取z1=23 大齿齿数z2=i2*z1=100.855取z2=101 i’=z2/z1=4.39 |Δi/i1|﹤5%

计算及说明 步骤 计算及说明 接触疲劳需用应力σHP公式： σHP=ZN*σHlim/SHmin 查表得接触疲劳极限应力σHlim σHlim1=600MPa，σHlim2=560MPa 接触疲劳强度的最小安全系数SHmin 要求具有一般的可靠性SHmin=1.0 主要结果 SHmin=1.0 2.按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d1 齿面接触应力循环次数N=60njth N1=60*384*1*360*16=1.327X108 N2=N1/i=1.327X108/4.385=3.026X107 查表接触疲劳寿命系数ZN得 ZN1=1.14 ZN2=1.23 ∴σHP1=ZN1*σHlim1/SHmin=684MPa σHP2=ZN2*σHlim2/SHmin=688.8MPa 取小值则σHP=684MPa 将以上各数值代入公式 σHP=684MPa d1=46.76mm mn=2mm a=126.77mm d1=47.03mm d2=206.5mm b1=55mm b2=47mm YF1=2.71 YF2=2.20 d132KT1ZEZHZu1得 dHPud1=46.76mm 21.法面模数mn mn=d1*cosβ/z1=1.988mm取2mm 2.中心距a a=mn(z1+z2)/2cosβ=126.77mm 3.主要参数3.分度圆直径d 选择和几何d1=z1*mn/cosβ=47.03mm 尺寸计算 d2=z2*mn/cosβ=206.5mm 4.齿轮宽度b b=ψd*d1=47.03mm 取b2=47mm b1=b2+8=55mm 4.齿根弯曲疲劳强度校1.齿形系数YF 核计算 F2KT1YFYFP bmnd1按当量齿数zv查表取YF1=2.71，YF2=2.20

计算及说明 步骤 2.螺旋角系数Yβ 主要结果 Yβ=0.90 计算及说明 纵向重合度εβ=bsinβ/πmn=1.555 按εβ=1.55查表得Yβ=0.90 3.弯曲疲劳许用应力σFP σFP=YNσFlim/SFmim 弯曲疲劳极限应力σFlim查表得 σFlim1=230MPa σFlim2=210MPa 弯曲疲劳寿命系数YN 因为N1和N2＞3X106查表得 4.齿根弯曲YN1=1 YN2=1 疲劳强度校 核计算 弯曲疲劳最小安全系数SFmim 具有一般可靠性查表得SFmim=1.3 代入公式计算得 σFP1=YN1σFlim1/SFmim=176.92MPa σFP2=YN2σFlim2/SFmim=161.54MPa 4.校核齿根弯曲疲劳强度 代入F2KT1YFYFP得 bmnd1 σFP1= 176.92MPa σFP2= 161.54MPa σb=600MPa σ-1b=55MPa LX2联轴器 Y35×82 5.齿轮圆周速度 σF1= 101.18MPa ﹤σFP1 σF2=82.14MPa﹤σFP2 满足抗弯强度条件，故设计可行 v=Π*d1*n0/60X1000=2.36m/s 因v不高，故取8级精度合适 8.低速轴系结构设计和校核 （1）确定轴的材料、处理方法、需用应力 选用45钢，正火处理，查表得抗拉强度σb和许用弯曲应力σ-1b σb=600MPa σ-1b=55MPa （2）估算最小直径 d39.55106P20.2 n2A3P2n2 查表6.2取A=110，算得d≥34.06mm 考虑轴外伸端和联轴器用一个键连接，故将轴径放大5% 取d=35mm合适；由公称转矩＞KAT2=1.5×283.48=425N•m 选联轴器型号：LX2联轴器 Y35×82 GB/T 5014--2003

计算及说明 主要结果

1套筒20mm 2套筒12mm 6009型深沟球轴承 d1=35mm L1=78mm d2=40mm L2=55mm d3=45mm L3=38mm d4=50mm L4=45mm d5=60mm L5=8mm d6=45mm L6=28mm L总=252mm L承=103mm （3）轴的结构设计 1.单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以套筒定位，则采用过渡配合固定 2.确定各段直径和长度 1段： 联轴器d=35mm，L=82mm，则d1=35mm，L1=78mm 2段： d2=d1+2h，h=2c，c=1.25mm，则d2=55mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此该段取L2=42mm 3段： 初选6009型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为16mm 取套筒长为20mm 安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，因此 d3=45mm L3=16+20+2=38mm 4段： d4=50mm L4=b2-2=47-2=45mm 5.段： d5=60mm L5=8mm 6.段： 选6009型深沟球轴承，选套筒长为12mm d6=45mm L6=16+12=28mm 由上述轴各段长度算得轴总长L总=252mm 轴承支承跨距L承=103mm

计算及说明 （4）低速轴的校核 按弯矩复合强度计算 1.求圆周力Ft Ft=2T2/d2 转矩T2=283480N•mm 分度圆直径d2=206.5mm 得Ft=2745.57N 2.求径向力Fr Fr=Ft*tanα=2745.57×tan200=999.3N 3.求弯矩MC 因该轴两轴承对称，所以LA=LB=L承/2=51.5mm 绘制轴受力简图 主要结果 Ft=2745.57N Fr=999.3N MC=75.24N•m T2=283.48N•m 轴承支反力FAz=FBz=Fr/2=499.65N 轴承支反力FAy=FBy=Ft/2=1372.79N 截面C在垂直面弯矩MC1=FAz*L承/2=25.73N•m 截面C在水平面弯矩MC2=FAy*L承/2=70.7N•m 合弯矩MCMC12MC22=75.24N•m 绘制合弯矩图 4.绘制扭矩图 截面C至轴右端的扭矩大小等于T2=283.48N•m

计算及说明 主要结果 5.绘制当量弯矩图 扭矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.59，截面C 2处的当量弯矩公式：Mec=[MC+(αT)2]1/2=183.4N•m 绘制当量弯矩图 Mec=183.4N•m 6.校核危险截面C的 由以上求得数据代入公式：σe=16.58MPa Mec183400e16.58Mpa-1b55Mpa 30.14830.1d4 因此该轴强度足够 9.高速轴的结构设计 （1）按扭矩初算轴径 选用45钢调质处理，硬度217~255HBS 9.55106P1P1 d3A3 0.2 n1n1 查表取A=110，算得d≥21.1mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则取d=24mm

计算及说明 主要结果 （2）轴的结构设计 1.轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对6007型深沟球称分布，齿轮左面，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡轴承 配合固定，两轴承分别以套筒定位，则采用过渡配合固定。 2.确定轴各段直径和长度 套筒长16mm 1段： d1=24mm 直接连接V带轮。d1=24mm L1=63mm L1=63mm 2段： d2=d1+2h，h=2c，c=1.5，则d2=24+2×3=30mm d2=30mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑V带轮L2=55mm 和箱体外壁应有一定矩离而定，为此该段取L2=55mm d3=35mm 3段： L3=30mm 初选6007型深沟球轴承，其内径为35mm，宽度为14mm 取套筒长为16mm，因此d3=35mm L3=14+16=30mm d4=42mm 4段： L4=59mm 此段为齿轮轴部分，且齿轮轴在中间；左面的套筒的定位 轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，因此将4段直径取d4=42mm 分度圆 L4=59mm d5=47.03 L5=55mm 5段： 由于小齿轮分度圆直径较小，将齿轮与轴做成一体 d6=35mm d5=47.03 L5=55mm L6=30mm 6段： d6=35mm L6=16+14=30mm 10.低速轴轴承的选择和校核 6009型轴承,计算轴承寿命Lh 6009型轴承 算得额定寿命Lh360816h46080h 查表得6009型轴承基本额定动载荷Cr=21000N，C0r=14800N Cr=21000N 圆周力Ft=2T2/d2=2745.57N C0r=14800N 径向力Fr=Ft*tanα/cosβ=1021.68N 轴向力Fa=Ft*tanβ=583.59N P=1733.48N 轴承当量动载荷P=fp(X*Fr+Y*Fa) 由Fa/C0r=0.04 Fa/Fr=0.57 查表得X=0.56 Y=1.99 fp=1.0~1.2，取1.0 [Lh]=46080h 代入公式，得P=1733.48N 查表得ε=3，ft=1,代入以下公式得

计算及说明 主要结果 故轴承符合设计要求 11.低速轴键的选择及校核 A型普通平键 （1）选用A型普通平键 根据安装齿轮处轴径d4=50mm轴长L4=45mm，选取键尺寸 b1=14mm b1=14mm h1=9mm L1=40mm h1=9mm 根据安装联轴器处轴径d1=35mm轴长L1=78mm.选取键尺寸 L1=40mm b2=10mm h2=8mm L2=63mm （2）校核键的强度 b2=10mm 查表得键的挤压许用强度[σp]=100~`120Mpa h2=8mm l1=L1-b1=26mm k1=h1/2=4.5mm L2=63mm l2=L2-b2=53mm k1=h2/2=4mm 则 σ1=2T2/d4k1l1=96.9Mpa<[σp] σ2=2T2/d4k1l1=76.4Mpa<[σp] 故键的挤压强度满足设计要求。 12.联轴器的选择 LX2联轴器 选联轴器型号：LX2联轴器 Y35×82 GB/T 5014--2003 Y35×82 GB/T5014-2003 其公称转矩[T]=560N•m，许用转速[n]=6300r/min 因n2=87.58r/min＜[n] T2=283.48N•m＜[T] 故型号符合要求 13.润滑密封的设计 （1）轴承及齿轮的润滑 齿轮油 根据齿轮减速器的圆周速度，采用飞溅润滑，根据工作环境L-CKC100 及强度，查表选用工业闭式齿轮油L-CKC100。 （2）密封圈 根据减速器的工作环境，减速器高速轴和低速轴采用毡圈油毡圈30 封密封圈。由高速轴外伸直径d2=30mm，低速轴外伸直径毡圈40 d2=40mm，查表得： 高速轴采用：毡圈30 低速轴采用：毡圈40 fC16667tr338340.4hLh Lhn2fpP

设计小结

机械设计课程设计是我们机械类专业学生一次比较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。通过本次设计，使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。同时也感到自己掌握的知识与实际需要还有一定距离，在今后还需要继续学习和实践

本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认识和应用能力。总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高

(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关必修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。

(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。

(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

参考文献

[1]孔建东 李春书 机械设计基础 北京 清华大学出版社 2007.1

[2]吴宗泽 机械设计课程设计手册4版 北京 高等教育出版社 2012.5

[3]殷玉枫 机械设计课程设计 北京 机械工业出版社 2006.6

[4]王贤民 霍仕武 机械设计 北京 北京大学出版社 2012.8