设计运输机的传动装置

6. 设计题目：设计带式运输机的传动装置

已知：滚筒直径d=450mm，滚筒线速v=0.9m/s，工作转矩T=400N.m.
可求出转速n=38.2转/分
所需功率版P=T*n/9549=1.6kW，
考虑安全系数，则电机权和减速机输入功率可以选为2.2kW，
一般4级电机性价比较高，所以电机选用Y100L1-4，转速为1420r/m，
所以减速机速比为i=1420/38.2=37.2.

7. 设计带式运输机传动装置

目 录一、 传动方案拟定-------------------------二、 电动机的选择-------------------------三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比---四、 运动参数及动力参数计算----------------五、 V带传动设计---------------------------六、 齿轮传动设计-------------------------七、 轴的设计-----------------------------八、 滚动轴承的选择及校核计算-------------九、 键的校核计算--------------------- 十、 联轴器的选择--------------------------十一、 润滑与密封 ---------------------------十二、 减速器附件的选择及简要说明----------------十三、 箱体主要结构尺寸的计算--------------------十四 参考文献一、传动方案拟定第四个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1、 工作条件：使用年限5年，每年按300天计算，两班制工作，单向运转，载荷平稳。2、 原始数据：滚筒圆周力F＝2.5KN；带速V＝1.5m/s；滚筒直径D＝300mm。 运动简图 二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：(1)传动装置的总效率：η总＝η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒＝0.96×0.992×0.97×0.98×0.96＝0.859(2)电机所需的工作功率：Pd＝FV/1000η总＝2500×1.5/（1000×0.859） ＝4.37KW(3)选用电动机查JB/T9616 1999选用Y132M2-6三相异步电动机，主要参数如下表1-2： 型 号额定功率KW转速r/min电流A效率%功率因数堵转电流额定电流堵转扭矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2-6 5.5 960 12.6 85.3 0.78 6.5 2.0 2.2三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比：工作机的转速 n筒＝60×1000V／（πD）＝60×1000×1.5／（4.14×300）＝95.49r/mini总＝n电动/n筒＝960/95.49＝10.052、分配各级传动比（1） 取i带＝2.5（2） ∵i总＝i齿×i 带∴i齿＝i总/i带＝10.05/2.5＝4.02 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电＝960(r/min) nI＝n电/i带＝960/2.5＝384(r/min)nII＝nI/i齿＝384/4.02＝95.52(r/min)n筒＝nII＝95.52 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW） P电＝ Pd＝4.37KWPI＝Pd×η带＝4.73×0.96＝4.20KW PII＝PI×η轴承×η齿轮＝4.2×0.99×0.97＝4.03KWP筒＝PI×η轴承×η联轴器＝4.03×0.99×0.98＝3.91KW3、 计算各轴转矩T电＝9.55Pd/nm＝9550×4.73/960＝43.47N·mTI＝9.55 PI /n1 ＝9550×4.2/384＝104.45N·mTII ＝9.55 PII /n2＝9550×4.03/95.52＝402.92N·m T筒＝9.55 P筒/n筒＝9550×3.91/95.52＝390.92 N·m将上述数据列表如下： 轴名参数 电动机I轴II轴滚筒轴转速n(r/min)96038495.5295.52功率p(kw)4.374.204.033.91转矩T(N·m)43.47104.45402.92390.92传动比i2.54.021.00效率η0.960.960.98 五、V带传动设计1、 选择普通V带截型由课本[1]表15-8得：kA＝1.2 P电＝4.37KWPC＝KAP电＝1.2×4.37＝5.24KW据PC＝5.24KW和n电＝960r/min由[1]图15-8得：选用A型V带2、 确定小带轮基准直径由课本[1]表15-8，表15-4，表15-6，取dd1＝112mm3、 确定大带轮基准直径 dd2＝i带＝2.5×112＝280 mm4、验算带速带速V：V＝πdd1n1/（60×1000）＝π×112×960/（60×1000） ＝5.63m/s在5~25m/s范围内，带速合适5、初定中心距a0 0.7（dd1+ dd2）≤ a0 ≤ 2（dd1+ dd2）得 274.4≤a0≤784取a0＝530 mm6、确定带的基准长L0＝2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0＝2×530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4×530)＝1689mm根据课本[1]表15-2选取相近的Ld＝1800mm7、确定实际中心距aa≈a0+(Ld-Ld0)/2＝530+(1800-1689)/2＝585.5mm8、验算小带轮包角α1＝180°-57.3° ×(dd2-dd1)/a＝180°-57.3°×(280-112)/585.5＝163.33°>120°（适用）9、确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本[1]表15-7得 P0＝1.16KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表15-9得 △P0＝0.11KW查[1]表15-10，得Kα＝0.957；查[1]表15-12得 KL＝1.01Z＝PC/[(P1+△P1)KαKL]＝5.24/[(1.16+0.11) ×0.957×1.01]＝4.27 取Z＝5根10、计算轴上压力由课本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，单根V带的初拉力：F0＝500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2＝500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1)+0.11x5.632 ＝153.55kN则作用在轴承的压力FQFQ＝2ZF0sin(α1/2)＝2×5×153.55sin(163.55°/2)＝1519.7N11、计算带轮的宽度BB＝（Z-1）e+2f＝（5-1）×15+2×10＝80 mm六、齿轮传动设计（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZhZe)2/（φ[σH]2)］1/3①载荷系数K 查课本[1]表13-8 K＝1.2 ②转矩TI TI＝104450N·mm ③解除疲劳许用应力[σH] ＝σHlim ZN/SH按齿面硬度中间值查[1]图13-32 σHlim1＝600Mpa σHlim2＝550Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N＝60njtn 计算N1＝60×384×5×300×16＝5.53x108N2＝N1/i齿＝5.53x109 /4.02＝1.38×108查[1]课本图13-34中曲线1，得 ZN1＝1.05 ZN2＝1.1按一般可靠度要求选取安全系数SH＝1.0[σH]1＝σHlim1ZN1/Shmin＝600x1.05/1＝630 Mpa[σH]2＝σHlim2ZN2/Shmin＝550x1.1/1＝605Mpa故得：[σH]＝ 605Mpa④计算小齿轮分度圆直径d1由[1]课本表13-9 按齿轮相对轴承对称布置,取 φd＝1.0 ZH＝2.5由[1]课本表13-10得ZE＝189.8(N／mm2)1／2将上述参数代入下式d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZHZE)2/φ[σH]2)］1/3＝［(2×1.2×104450 × (4.02+1)×(2.5×189.8)2/（1×4.02×6052)］1/3＝57.5mm 取d1＝60 mm⑤计算圆周速度V＝ nIπd1／（60×1000）＝384×3.14×60／（60×1000）＝1.21m／sV＜6m／s 故取8级精度合适（3）确定主要参数①齿数 取Z1＝24 Z2＝Z1×i齿＝24×4.02≈96.48＝97②模数 m＝d1／Z1＝60／24＝2.5 符合标准模数第一系列③分度圆直径d2＝Z2 m＝24×2.5＝60mm d2＝Z2 m＝97×2.5＝242.5 mm④中心距a＝（d1+ d2）／2＝（60+242.5）／2＝151.25mm⑤齿宽 b＝φdd1＝1.0×60＝60mm 取b2＝60mm b1＝b2+5 mm＝65 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度①齿形因数Yfs 查［1］课本图13-30 Yfs1＝4.26 Yfs2＝3.97 ②许用弯曲应力[σF] [σF]＝σFlim YN/SF 由课本[1]图13-31 按齿面硬度中间值得σFlim1＝240Mpa σFlim2 ＝220Mpa 由课本[1]图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1＝1 YN2＝1 按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF＝1 计算得弯曲疲劳许用应力为[σF1]＝σFlim1 YN1/SF＝240×1/1＝240Mpa[σF2]＝ σFlim2 YN2/SF ＝220×1/1＝220Mpa校核计算 σF1＝2kT1YFS1/ （b1md1）＝2×1.2×104450×4.26/（60×2.5×60）＝118.66Mpa< [σF1]σF2＝2kT1YFS2/ （b2md1）＝118.66×3.97/4.26＝110.58Mpa< [σF2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径dada1 ＝d1+2ha＝60+5＝65mmda2＝d2+ ha＝242.5+5＝247.5mm 齿全高h h＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.25)×2.5＝5.625 mm 齿根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2.5＝3.125mm 齿顶高ha＝ ha*m ＝ 1×2.5＝2.5mm 齿根圆直径dfdf1＝d1-2hf＝60-6.25＝53.75mmdf2＝d2-2hf＝242.5-6.25＝236.25mm (6)齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d＝60mm轮毂直径D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm轮毂长度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm轮缘厚度δ0＝(3-4)m＝7.5-10mm 取δ0＝10mm轮缘内径D2＝da2-2h-2δ0＝247.5-2×5.625－20＝216.25 mm 取D2 ＝216mm腹板厚度C＝(0.2-0.3)b＝12-18mm取C＝18mm腹板中心孔直径D0＝0.5(D1+D2)＝0.5(96+216)＝156mm腹板孔直径d0＝15-25mm 取d0＝20mm齿轮倒角取C2七、轴的设计 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查[1]表19-14可知：σb＝600Mpa,查[1]表19-17可知：[σb] -1＝55Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥A(PⅡ／nⅡ)1／3 查[1]表19-16 A＝115 则d≥115×(4.03/95.52)1/3mm＝40mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即d＝40×1.05＝42mm 要选联轴器的转矩Tc Tc＝KTⅡ＝1.5×402920＝6.0438×105N·mm (查[1]表20-1 工况系数K＝1.5) 查[2]附录6 选用连轴器型号为YLD10考虑联轴器孔径系列标准 故取d＝45mm 3、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 1）联轴器的选择 联轴器的型号为YLD10联轴器：45×112 （2）确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。 （3）确定各段轴的直径将估算轴d＝45mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2＝50mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3＝55mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4＝60mm。齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d5＝68mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d6＝55mm. (4)选择轴承型号由[2]附表5-1初选深沟球轴承,代号为6211,轴承宽度B＝21。 (5）确定轴各段直径和长度由草绘图得Ⅰ段：d1＝45mm 长度L1＝110mmII段:d2＝50mm 长度L2＝60mmIII段：d3＝55mm 长度L3＝43mmⅣ段：d4＝60mm 长度L4＝70mmⅤ段:d5＝68mm 长度L5＝6mmⅦ段:d4=55mm 长度L6=35mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L＝133mm4、按弯矩复合强度校核（1）齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T＝TⅡ＝402.92N·m 齿轮作用力： 圆周力：Ft＝2000T/d＝2000×402.92/242.5＝3323.1N 径向力：Fr＝Fttan200＝3323.1×tan200＝1209.5N（2）因为该轴两轴承对称，所以：LA＝LB＝66.5mm（3）绘制轴受力简图（如图a）（4）计算支承反力 FHA＝FHB＝Fr/2＝1209.5/2＝604.8NFVA＝FVB＝Ft/2＝3323.1/2＝1661.5N （5）绘制弯矩图由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩（如图b）为MHC＝FHAL/2＝604.8×133÷2000＝40.22N?m截面C在竖直面上弯矩（如图c）为：MVC＝FVAL/2＝1661.5×133÷2000＝110.49N?m(6)绘制合弯矩图（如图d）MC＝(MHC 2+ MVC 2)1/2＝（40.222+110.492)1/2＝117.58N?m(7)绘制扭矩图（如图e）转矩：T＝TⅡ＝402.92N·m(8)校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取α＝0.6，截面C处的当量弯矩：Mec＝[MC2+(αT)2]1/2＝[117.582+(0.6×402.92)2]1/2＝268.8N·m(9)校核危险截面C所需的直径de＝［Me ／(0.1[σb] -1)］1／3＝［268.8 ／(0.1×55)］1／3＝36.6mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%de＝36.6×1.05＝38.4mm＜60mm结论：该轴强度足够。