带式运输机传动装置设计任务书

课程设计说明书F=4200NV=0.85m/sD=600mm列滚筒=27.07r/min7）总=0.81P 工作=4.421KW二、计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动(1) 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。(2) 原始数据：滚筒圆周力F=4200N;带速V=0.85m/s;滚筒直径D=600mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)传动装置的总功率：T总=周带xT)奉由承X棚式齿轮X濮轴器X潞筒X渺式齿轮=0.960.9940.970.990.960.95=0.81(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/10009总=4200X0.85/10000.81=4.421KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60X1000V/ntD=60X1000X0.85/xX600=27.07r/min按手册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I1=36。取V带传动比I2=24,则总传动比理时范围为Ia=t8144。故电动机转速的可选范围为nd=Ia简=4874954r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。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，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,质量84kg。电动机型号三、计算总传动比及分配各级的传动比Y132M2-61、总传动比：i总小电动/n筒=960/27.07=35.462、分配各级伟动比(1) 取V带，圆柱齿轮i齿轮=i减速器=3.8(单级减速器i=36合理)(2) 总=齿轮MV带X减速器：iV带=1总/(i齿轮i减速器)=35.46/3.84=2.456四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)V带高速轴nI=n电机=960r/min减速器高速轴nII=nI/iV带=960/2.456=390.9(r/min)减速器低速轴nIII=nII/i减速器=390.9/3.8=102.9(r/min)传动滚筒轴nIV=nIII/i齿轮=102.9/3.8=27.07(r/min)2、 计算各轴的输入功率(KW)V带低速轴PI=P工作=5.5KW减速器高速轴PII=PIX带=5.5X0.96=5.28KW减速器低速轴PIII=PIIX轴承Xn齿轮=5.07KW开式齿轮高速轴PIV=PIIIX轴承X渡轴器=5.070.990.99=4.97KW滚筒轴PV=PIVX周轴承X渺式齿轮=4.970.990.95=4.67KW3、 计算各轴扭矩(N-m)电动机输出轴TI=9.55X106PI/nI=9.55X103X5.5/960=54.714Nm减速器高速轴TII=9.55X106PII/nII=9.55X106X5.28/390.9=128.995Nm减速器低速轴TIII=9.55X06PIII/nIII=9.55X106X5.09/102.9=470.539Nm开式齿轮高速TIV=9.55X106PIV/nIII据手册得i齿轮=3.8iV带=2.456nI=960r/minnII=390.9r/minnIII=102.9r/minnIV=27.07r/minPI=5.5KWPII=5.28KWPIII=5.07KWPIV=4.97KWPV=4.67KWTI=54.714NmTII=128.995Nm=95504,97/102.9=461.289Nm滚筒轴TV=9.55X106PV/nIV=9550X4.67/27.07=1647.525N五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通V带截型由课本P205表13-6得：kA=1.1PC=KAP=1.1X5,5=6.05KW由课本P205图13-15得：选用A型V带(2) 确定大小带轮基准直径，并验算带速由课本表13-7得，推荐的小带轮基准直径为75mm贝U取dd1=125mmdmin=75dd2=n1/n2-dd1=960/309.9X125=306.9mm由课本P74表5-4,取dd2=300mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960x125/300=400r/min转速误差为：n2-n27n2=390.9-400/390.9=-0,0230.05(允许)验算带速V：Vfdd1n1/60X1000=无X125X960/60X1000=6.28m/s在525m/s范围内，带速合适。(3) 确定带长和中心矩TIII=470.539NmmTIV=461.289NmTV=1647.525Nmdd1=125mmdd2=306.9mm取标准值dd2=300mmn2=400r/minV=6.28m/s根据课本P195式（13-2）得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（125+300）a01200（适用）a=660mm（5）确定带的根数根据课本P203表（13-3）P1=1.37KW根据课本P204表（13-4）P1=0.11KW根据课本P8204表（13-5）Ka=0.96根据课本P202表（13-2）KL=1.03由课本P204式（13-15）得Z=PC/P=PC/（P1+4P1）KaKL=4.13（6）计算轴上压力由课本P201表13-1查得q=0.1kg/m,由式（13-17）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV(2.5/K的1)+qV2=158.5N则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19)FQ=2ZF0sina1/2=1571N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBs,取250HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBs;根据课本P162表11-2选9级精度。齿面精糙度RK1.63.2gmbHlimZ1=680MpabHlimZ2=560Mpa通用齿轮和一般工业齿轮，按一力可靠度要求选取安全系数SH=1.0。Flim1=240Mpa。Flim2=190Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25。H1=。Hlim1/SH=680/1.1Mpa=618.2Mpa。H2=6Hlim2/SH=560/1.1Mpa=509.1MpabF1=6Flim1/SF=240/1.3Mpa=184.6MpaaF2=bFlim2/SF=190/1.3Mpa=146.2Mpa(2)按齿面接触疲劳强度计算中心距aZ=5根F0=158.5NFQ =1571N。H1=618.2MpabB2=509.1MpaT1=128995N-mm选取载荷系数K=1.4齿宽系数(j)a=0.4u=i齿=3.8则a=(u+1)3(335/aH2*KT1Zu小a=178.5(3)确定齿数和模数传动比i齿=3.8取小齿轮齿数Z1=35。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=133实际传动比10=3.31传动比误差：i-i0/I=1%2.5%可用模数：m=2a/Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm根据课本表4-1取标准模数：m=2.5mm确定中心距a=m/2(Z2+Z1)=210mm(4)齿宽b=小dd1=0.4*210=84取大齿轮宽为84mm小齿轮齿宽89mm(5)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P167图(11-9)得YF1=2.5YF2=2.14bF1=(2kT1/bm2Z1)YF1=49.14MpaaF1aF2=aF1YF2/YF1=442.06Mpa115(5.28/390.9)1/3mm=27.4mm考虑有键槽，将直径增大5%,则d=27.4(1+5%)mm=28.8mm:选d=30mmd=30mm2、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，相对两轴承对称分布，齿轮左,由轴肩定位，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,以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定(2)确定轴各段直径和长度d1=30mmL1=72mmd2=36mmL1=58mmd3=43mmL1=43mmd4=50mmL4=87mmd5=58mmL5=7mmd6=36mmL1=4mmd7=43mmL1=25mm初选用深沟球承6209d=45D=85B=19Cr=24.5(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=87.5mm求转矩：已知T1=128995IN-mm求圆周力：Ft根据课本P163(11-1)式得Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N求径向力Fr根据课本P163(11-1)式得Fr=Ft-tana=2948.457Xtan200=1073.2N强度校核绘制轴受力简图(如图a)(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=536.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面d1=30mmL1=72mmd2=36mmL1=58mmd3=43mmL1=43mmd4=50mmL4=87mmd5=58mmL5=7mmd6=36mmL1=4mmd7=43mmL1=25mmL=296mmFt=2948.457NFr=1073.2NC在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=536.6X50=9.1N-m(3)绘制水平面弯矢!图(如图c)截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1474.229X50=25N-m(4)绘制合弯矩图(如图d)MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N(5)绘制扭矩图(如图e)转矩：T=9.55X(P2/n2)X106=48N-m(6)绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，矩：Mec=MC2+(aT)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm(7)校核危险截面C的强度由式(6-3)be=Mec/0.1d33=99.6/0.1X413=14.5MPac(P3/n3)1/3=115(5.07/102.9)1/3=45.31mm考虑有键槽，将直径增大5%,则d=45.31X(1+5%)mm=47.6mm取d=50mm2、轴的结构设计(1)轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。(2)确定轴的各段直径和长度d1=50mmL1=70mmd2=56mmL1=60mmMC2=25Nmd3=63mmL1=45mmd4=70mmL4=80mmMC=26.6N-md5=76mmL5=7mmd6=63mmL1=30mmT=48Nmd7=72mmL1=4mm初选用深沟球承6213d=65D=120B=23Cr=44.0(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=332.5mmMec=99.6Nm求转矩：已知TIII=470.539Nm求圆周力Ft:根据课本P163(11-1)式得Ft=2T3/d2=2X470.539X103/332.5=2830.3N求径向力Fr根据课本P163(11-1)式得e=14.5MPaFr=Ft-tana=2830.3X0.36379=1030.1N-1b校核(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1NFAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=515.1X94.5/2*1000=23.34Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1415.2X94.5/2*1000=66.87Nm(4)计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=(23.342+66.872)1/2=70.83Nm(5)计算当量弯矩：a=0.6Mec=MC2+(aT)21/2=70.832+(0.6*470.5)21/2=291.1N-m(6)校核危险截面C的强度由式(10-3)be=Mec/(0.1d3)=291.1/(0.1543)=18.5Mpao-ob=70Mpa:此轴强度足够七滚动轴承的选择1、计算输入轴承d=50mmd1=50mm L1=70mmd2=56mm L1=60mmd3=63mm L1=45mm选用6209型深沟球轴承，其内径d为45mm,外径D为85mm,宽度B为19mm.Cr=24.5kN根据根据条件，轴承预计寿命1665X8=48720小时(1)已知n口=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为6209型深沟球轴承根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=0.63FR贝UFS1=FS2=0.63FR1=315.1NFS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表(11-8)得e=0.68FA1/FR1ex1=1FA2/FR2500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5X(1500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算-.P1=P2故取P=750.3Nd4=70mmL4=80mmd5=76mmL5=7mmd6=63mmL1=30mmd7=72mmL1=4mmFt=2830.3NFr=1030.1NFAX=FBY=515.1NFAZ=FBZ=1415.2NMC1=23.34N-m二角接触球轴承=3MC2=66.87N-m根据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P264(11-100)式得LH=16670/n(ftCr/P)MC=70.83NI-m=16670/458.2(123000/750.3)3=1047500h48720h;预期寿命足够Mec=291.1N-m2、计算输出轴承选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm,外径D=120mm,宽度B为23mmCr=44.0kN(1)已知nm=76.4r/mino-e=18.5MpaFa=0FR=FAZ=903.35N试选6213型深沟球轴承根据课本P265表(11-12)得FS=0.063FR,贝UFS1=FS2=0.63FR=0.63X903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2.FS1+Fa=FS2Fa=0:任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表(11-8)得：e=0.68.FA1/FR1e：x1=1y1=0FA2/FR2903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5X(1903.35)=1355N(5)计算轴承寿命LH-.P1=P2故P=1355=3根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N根据课本P264表(11-10)得：ft=1根据课本P264(11-10C)式得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/76.430500/1355)3=2488378.6h48720h;此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1、带轮与输入轴采用平键轴径d1=30mm,L1=75mm轴承预计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3N查手册得单圆头普通平键用于轴端，选用C型平键，得:bXh=8X7l=L1-b=75-8=67mmT2=129N-mh=7mm6p=4TH/dhl=4128995/30X7X67=36.67MpaaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d4=50mmL4=87mmT口=128.995Nm查手册10-9选A型平键键14X9l=L4-b=87-14=73mmh=9mm。p=4T/dhl=4X128995/50X9X73=15.71Mpaap(110Mpa)3、输出轴与齿轮联接用平键联接轴径d4=70mmL4=82mmTUI=470.539N.m查手册选用A型平键键20X12l=L4-b=82-20=62mmh=12mm6p=4Tm/dhl=4470539/70X12X62=36.14Mpap4、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=50mmL1=75mmTm=470.539N.m查手册选C型平键键16X10l=L1-b=75-16=59mmh=10mmP2=750.3NLH=1047500h;预期寿命足够FR=903.35NFS1=569.1N6p=4Tm/dhl=4470539/16X10X59=101.87Mpaap(110Mpa)九减速箱体结构1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。尺寸列入下表，单位mmox1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355N符号名称尺寸备注a底座壁厚10不小于8a1箱盖壁厚1=0.80=8不小于8b箱底座上不凸缘厚b=1.5o-=15b1箱盖凸缘厚b1=1.5a1=12b2想底座厚b2=2.5a=25m箱座加强肋厚m=0.850=8.5m1箱盖加强肋厚m1=0.8501=6.8df地脚螺栓直径df=20手册查得d1轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=15n=4d2箱座与箱盖连接螺栓直径d2=0.5df=10d3轴承盖固定螺栓直径d3=8手册查得d4视孔盖螺栓直径d4=0.4df=8c1箱壳外壁至螺钉中心线间的距离c1=26c1=24可由手册查得k底座上部或下不凸缘宽k=c1+c1=50D1小轴承盖螺钉分布圆直径D1=D+5d3=105D=85为小轴承外径D0105D581D2大轴承盖螺钉分布圆直D2=D+5径d3=160D0145D5115R箱盖外表面圆弧半径196.75Lh=2488378.6h故轴承合格十润滑和密封一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.8m/s,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。二、滚动轴承的润滑由于齿轮周向速度为1.8m/s2m/s所以宜用脂润滑，应开设封油盘。三、润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。C型平键8X7 p=36.67Mpa四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。A型平键14X9o-p=15.71MpaA型平键20X12o-p=36.14MpaC型平键16X10。p=101.87Mpa