带式运输机传动装置设计最终说明书

机械设计课程设计说明书带式运输机传动装置设计学院：机电工程学院班级：08机工A2学号：*姓名:#指导教师：#时间：2010年9月15日2一、传动方案拟定4二、电动机的选择4三、计算总传动比及分配各级的传动比6四、运动参数及动力参数计算6传动零件的设计计算1V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2634带式运输机传动装置设计（第二组）F6.5KNv1.1m/sD400mm（1）原始数据已知条件：输送带工作拉力F6.5KN输送带速度v1.1m/s卷筒直径D400mm（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30C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60x1000v60x1000x1.1/n一一一52.521r/minw,D,x400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一Fv一65001一7.15KWw10001000设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n1=0.99n2=0.97n3=0.99n4=0.95n5=0.96则传动装置的总效率为耳一耳2q巧4耳耳一0.992x0.972x0.994x0.95x0.96一0.807912345P-P-7.15-8.850KW电机所需功率为dn0.8079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：n一52.521r/minwP一7.15KWwn一0.8079P一8.850KWd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：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/mm轴外伸长度/mm1Y160M-4111500146027.80421102Y160L-611100097018.4742110由上表可知，方案1中虽然电动机转速咼，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，该电动机中心咼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23,取带传动比为i3，则减速机的总传动比318.47616、r1一一6.16为3双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i一J1.3i一J1.3x6.16一2.8301i-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一n一970r/min1 mn-竺一970一342.76r/min2 i2.8301n342.76心仁/.n一t一一157.45r/mn3 i2.1772n一n一157.45r/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一6.16i一2.83011 一2.1772n一970r/min1n一342.76r/min2n一157.45r/min3n一157.45r/min4PP,8.850x0.99KW=8.762KW1 d1PP,2 12:PP,3 22P48.762x0.97x0.99KW=8.414KW3I8.414x0.97x0.99KW=8.080KW3P,8.080x0.99x0.99KW=7.919KW331(2)各轴的输入转矩计算P8762T95509550x=86.265N-m1 n9701P8414T9550、9550x=234.431N-m2 n342.762P8080T9550亠9550x=490.086N-m3 n157.453P7919T955049550x=480.320N-m4 n157.454各轴的运动及动力参数转速功率P/KW转矩传动比in/(r/min)T/(N-m)9708.76286.265342.768.414234.431157.458.080490.086157.457.917480.320P8.762KW1P8.414KW2P8.080KW3P7.919KW4T86.265N-m1T234.431Nm2T490.086N-m3T480.320N-m4五.传动零件的设计计算P13.2KWca1. 选V带1确定计算功率Pea由表8-7查得工作情况系数KAL2,故PKP1.2x11KW13.2KWcaA2. 选择V带的带型根据Pcanl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,小带轮的基准直径d140mmdi2 ）验算带速vndn兀x140x970.v狂47.11m/s60x100060x1000因为5m/sVvV25m/s,故带速合适。3 ）计算大带轮的基准直径dd2did6.16x140mm=862mmd2dl根据表8-8，为dd2=900验算i误差:心型6.431406.43-66x100%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0（ddi+dd2）a02叫+dd2）728mma1206计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率Pr由dd1=140mm和n1=970r/min,查表8-4a得P0-2.111KW根据n1970r/mini-6.16和B型带查表8-4b得Ap一0.31KW0查表8-5得K0902,查表8-2得KL=1.15，于是P一(P,AP)-KKr00L一(2.111,0.31)x0.902x1.15KW一2.51KW2)计算V带根数ZP132Z一一一5.26Pr251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q0.18kg/m所以Z=61213(F0)min，500斗丫炉2(F)0lmin，283Na，500x(25一吨)心0.18x7.1120.902x6x7.11，283NF，6.5KN2.32itii17=64.365mm11=2321.3x862651051+2.829(189.82=64.365mm312.829506丿b. 计算圆周速度vv二叫tni=兀x64.365x970=3.27m/s60x100060x1000c. 计算齿宽bb=dXd=1X64.365=64.365Itd. 计算齿宽和齿高之比bh模数m=佥=64.365=2.682mmtZ241齿高h=2.25m=2.25X2.682=6.03mmtb=64.365=10.67h6.03e. 计算载荷系数根据v=3.27m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K=1.14v直齿轮K=K=1查10-4表，当小齿轮相对支承非对HF称位置时k=1.422HP由b=10.67k=1.422查图10-13得k=1.4,故载hHPfp荷系数K=KKKK=1X1.14X1X1.422=1.621AVH2.720圆整m=3frld15. Z=沁31Z24x2.176沁531m2dZm31x393mmd=Zm=68x3=204mm1122fffd+d予”CLFlra=148.5mmbc3區1158761523.95mm3n3970i1考虑有一键槽，直径增大5%d=23.95（1+5%）=25.15mm所以，初选d=27mmb. 轴结构设计m3mm22Z311fZ682fd=93mm1d=204mm2a，=148.5mmb，=93mmB=100mm1B=95mm21. 轴上零件的定位固定和装配齿轮相对轴承非对称分布，右面由轴肩固定，左面由套筒固定，连接以平键作过渡配合固定两轴承分别以轴肩和筒定位，则采用过渡配合固定2. 确定各段直径和长度23#d=27mm1L=50mm1d=33mm2L=75mm2d=40mm3L=18mm3d=44mm4L=2175mm4d=40mm5L=18mm5I段：d=27mm长度取L=50mm11因为，h=2cc=1.5mmII段：d=d+2h=27+2X3=33mm21L=20（套筒）+55（联轴箱与外壁距）=75mm2III段：d=38mm3初选用7208c型角接触球轴承，内径为40mm,宽度为18mm,D=80mm,L=18mm3所以，取d=40mmL=18mm33IV段：d=d+2h=38+6=44mm43L=217.5mm4V段：取d=40mmL=18mm55则轴承跨距L=235.5mm3. 按弯矩复合强度设计计算已知d=70mm1T=86265N.mm1圆周力:厂2T2x86265td70i2464.714NF246.4714NtF897.083Nr24#径向力：F二Ftana=2464.714Xtan20=897.083Nrt由上可知：L=64mmAL=214mmL=134mmBCL64mmAL214mmBL134mmC1）绘制轴受力简图（a）#2）绘制垂直弯矩图（b）轴承受反力F=690.388NAyF=206.695NBy#F=1897.289NF=567.416NAzBz截面C在垂直面弯矩MclfL=690.388X64=44.18nmAyA3）绘制水平面弯矩图（c）截面C在水平面弯矩为Mc2fL=1897.289X64=121.43nmAyA4）绘制合弯矩图（d）Mc=Jm；2+Mej=J121.432+44.182=129.22nm5）绘制扭矩图（e）T=9.55X（PII/nII）X106=T1=86.265nm6）绘制当量弯矩（f）取a=1则M=M2+（,t）22129.222+244.0322=276.13nmee07）校核危险截面=JM2+（,T）2729.222+86.2652qa一_018.24GeW0.1X443r该轴强度足够（2）输出轴的设计计算a.按扭矩初算轴径先用45钢（调质）硬度217s255HBS,由P235表10-2取C=115M129.22N-mCT86.265N-mdC3P/n二115#8.08/157.572二42.72mmyhiiii考虑到有键槽增大5%d=42.72,(1+5%)=44.86mmb.联轴器型号的选取查表14-1,取Ka=1.5T二KT=1.5,490.086二735.129Nmcaa3按计算转矩T小于联轴器的公称转矩的条件，查ca表8-2选用YL11型凸缘联轴器其公称转矩为1000N-m，半联轴器孔径为50mm，故选d=50mm1C.轴的结构设计1.轴的零件定位，固定和装配齿轮相对轴承非对称布置，左面用套筒定位，右端用轴肩定位，周向定位米用键和过度配合，两轴承分别从轴肩和套筒定位，周向永过度或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面，齿轮套筒右轴承和皮带轮从右装入，低速级小齿轮与输出轴设计成齿轮轴2.确定轴的各段直径和长度T=735.129N-mca26I段：d50mm长度取L84mmiiII段:dd+2h50+2,2,1.5=56mm21L20+5575mm2III段：dd+2h62mm32初选用7213c型角接触球轴承，内径为65mm，宽度23mm，D120mmL二23mm3W段:d68mm4L90mm4V段：d72mm5L10mm5可段：d68mm6L95mm6训段：d65mm7L43mm7所以,d65mm3L23mm33按弯扭复合强度计算fd50mm1tL84mm1td56mm2fL75mm2fd65mm3fL23mm3fd68mm4fL90mm4fd72mm5fL10mm5fd68mm6 fL95mm6fd65mm7rL43mm7已知fd93mm1fTT234431Nmm12圆周力f厂2TF1td12,234431935041.5N径向力FFtan20二1835.00由圆可知L159mmL二79mmL11.5mmA斥C求支反力F5041.50NtF1835.00Nr27F608.76NAyF1225.24NBy28#F1673.44NAzF3368.06NBz#截面C在垂直面弯矩MFxL96.739N，mCAyA截面C在垂直水平面弯矩M283.135N-mCT234.431N-m#MFxL266.076N，mC2AzA#2+fM八IC2丿2283.135N-m#扭矩才T234.431N，m2口9550xP11.68MPaae-1n2(5)校核危险截面强度yMC+En.69MPala-i故，该轴强度足够该轴弯矩图及扭矩图如下图#HjrffiJfetinzMT8.中间轴的设计计算a. 初算轴径1. 选用45钢（调质），硬度217-255HBS,查课本P235表10-2得，C=115.d上C3P/“=11538.414/234.431=37.93mm2. 选轴承：初选用7208c型角接触球轴承，其内径为40mm,宽18mm,D=80mmb. 轴的结构设计I段：由轴承可知d40mmL=38mm11II段d=40+2x21.546mmL=70mm=B222III段d=50mmL=125mm33ffW段（齿轮轴）d=40mmL4=18mm4贝峙由承跨距L=64+92.5+76.5=233mmc.轴上零件的定位。固定和装配：齿轮相对轴承非对称分布，左面有套筒定位。右面有套筒定位，高速小齿轮于轴III设计成齿轮轴。轴承由轴肩及套筒固定。按弯矩复合强度设计计算d=40mmiL=38mm1d=46mm2L=70mm2d=50mm3L=125mm3d=40mm4ffL=18mm4F45/轴2七.滚动轴承的选择及校核计算I轴：7208cII轴：7208c预计寿命：8III轴：7213c预计寿命：8X2X365X8=46720小时X2X365X计算输入轴承I8=46720ha.轴承所受径向力Fr=897.083N轴向力Fa=0Fa/Fr=0由表12-6，得，X=1Y=0X=1Y=0b.计算当量动载荷P=fp(xFr+YFa)fp取1.1则P1.1,(1,897.083+0)986.791NP=986.791NC.验算寿命T106Cr10636800、7CCCLFCCL-()s-,()3h890571.95h46720hh60np60,970986.791所选轴承7208c满足要求(2)计算输出轴承(III)a. 轴承所受径向力：Fr=2912.3NFa=0Fa/Fr=0X=1Y=0b. 计算当量动载荷：P=fp(xFr+YFa)P=1.1X(1X2912.3+0)+3203.53Nc. 验算寿命T106Cr106z69.8，103、L()s,()3-1094929h46720hh60np60,157.453203.533所选偶成7213c满足要求八.键连接的选择及校核计算1.联轴器与输入轴系采用平键连接车由径d-27mmL50mm查手册p51,选用c型键得键c8X73b3l-L-458-33122键长L=37mmT-86.2565Nmn-7mmc-4T/(dhl)-48.05Mpac-110MPap1p2.输出轴与齿轮连接用平键轴径d-68mmL95mmL-890571.95hHX-1Y-0P-3203.53NL-1094929hhC键8X7c-48.05MPapA键20X12查手册P51选用A型平键键A20X12键长90mmT=490.086Nm力=12mm=4T/dhl=4x490.086/(68x12x75)=32.03MPa，110MPap3.中间轴与齿轮用平键连接轴径d=46mmL=70mm查手册p51选A型平键键A14X9l=L-b键长63T2=23443Nh=9mm=46.23Mpa=110Mpapp4.输出轴与联轴器用平键联接轴径d=50mmL=84mm查手册p51选A型平键键A14X9l=L-b=80-14=66mmT3=490.086NMh=9mm=62.23Mpa=110Mpapp=32.03MPapA键14X9=46.23MPapA键14X9=62.23MPap个人小结开学至今，我们经历了为期长达十天之久的实训课，即机械设计课程设计。我们所得到的任务是凭借极少的数据，自行设计个减速箱。对于素来动手极少的我而言，这可谓是一个非常反复的工作。首先，在和小组成员互动中发现，此设计需要高度的团队合作，因为一人之失所造成的计算错误几乎可以说是致命的。诸女如在对齿轮进仃的计算和校验，由于各种原因导致前前后后计算了多次，大大影响了整体速度，而重复计算某一样东西所带来的烦躁感也在整个团队中挥之不去。另外通过实训让我们进步掌握了机械原理以及机械设计课堂中所学习的查表和公式计算，在没有老师亲自指导的时间里，我们不仅增强了看书自学的能力，更加强了同组的团队合作甚至跨组的相互探讨，共同完成了这项繁复的任务。在整个计算校验过程中，碰到了很多困难和挫折，因彼此的过失而造成集体计算错误也比比皆是，但就是在这样互相改正的作用下，让我越发珍惜和大家共冋学习的时间和方法。进入绘图过程后，再度感叹制图的不宜，每一根线都要用心地量取尺寸并小心的绘制到巨大的图纸之上，在用上之前所设计的诸多尺寸的同时还要自行设计整个减速箱体的大小和内部配合及见习，即使是同一组用的同一个数据，最终所设定出的箱体结果也是各有千秋。无论是初绘还是加深描写，每一步每一步都需要投入大量的经历甚至是休息的时间才能完美的完成，但是看着周围的人都认真地伏案于桌前，某一种动力就催促我继续画下去直至深夜。本次的实训对我们是一个可称之为考验的过程，是一种历练，对作图，对机械本身，对团队合作，种种种种，收获颇多。我们懂得了，看图，识图，计算，校验，分工已及和机械设计，机械原理等相关课程进步加深印象。在老师“点题”的帮助下，有条不紊地得到了完成。同时让我们体验到了很多平日理论课堂上无法得到的知识，增强了我对机械绘图的整体把我和零件搭配的基本原理。相信这会成为我今后在机械这块领域的学习变得更为积极动力。也会成为我们这个专业在学习的所有人心中一份特殊的记忆。363031