74带式运输机传动装置的设计说明书

1目录一、传动方案拟定------------------------------------2二、电动机的选择------------------------------------2三、计算总传动比及分配各级的传动比------------------4四、运动参数及动力参数计算--------------------------5五、传动零件的设计计算------------------------------5六、轴的设计计算------------------------------------9七、键联接的选择及计算-----------------------------17八、减速器箱箱盖及附件的设计计算-------------------18九、润滑与密封-------------------------------------20十、设计小结---------------------------------------20十一、参考资料目录---------------------------------212一、传动方案拟定第二组第三个数据：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10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2）小批量生产，带式输送机的传动效率为0.96。（3）原始数据：滚筒圆周力F=2KN；带速V=1.3m/s；滚筒直径D=180mm。1、电动机2、v带传动3、斜齿圆柱齿轮减速器4、联轴器5、带式运输机二、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。32、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=0.96×0.992×0.98×0.99×0.97=0.89(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=2000×1.3/1000×0.89=2.31KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.3/π×180=137.93r/min根据[2]表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~8，则合理总传动比i的范围为i=6~32，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~32）×137.93=828~4414r/min符合这一范围的同步转速有960r/min和1420r/min。由[2]表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比4KW同转满转总传动比带齿轮1Y132s-6310009607.932.632Y100l2-431500142011.6833.89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，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。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Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2KNm。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/137.93=10.32、分配各级传动比（1）取i带=3（2）∵i总=i齿×i带π∴i齿=i总/i带=10.3/3=3.43四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）5nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.43=137.93(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.43=137.93(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.31×0.96=2.2176KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.2176×0.99×0.98=2.15KW3、计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.31/1420=15.54N·mTI=9.55p2/n1=9550x2.2176/473.33=44.7N·mTII=9.55p2/n2=9550x2.15/137.93=148.86N·m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[1]表10-8得：AK=1.2P=2.31KWcP=AKP=1.2×2.31=2.772KW据cP=2.772KW和1n=473.33r/min由课本得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由[1]表10-9，取d1d=90mmmind=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×90×(1-0.02)=264.6mm由[1]表10-9，取d2d=2656带速V：V=πd1d1n/60×1000=π×90×1420/60×1000=6.68m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(90+265)+(265-90)2/4×500=1572.6mm根据[1]10-6选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1572.6)/2=536.2mm符合0.7(dd1+dd2)a2(dd1+dd2)，故可用。(4)验算小带轮包角α1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(265-90)/536.2=161.301200（适用）（5）确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查[1]10-9得P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得△P=0.17KWPC=2.64KWP=1.07KW查[1]表10-3，得Kα=0.95；查[1]表10-4得KL=0.99Z=PC/[(P+△P)KαKL]7=2.64/[(1.07+0.17)×0.95×0.99]=2.26(取3根)(6)计算轴上压力由[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα-1]+qV2=500x2.64/[3x6.68(2.5/0.95-1)]+0.10x6.682=111.9N则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×111.9sin(163.1/2)=662.4N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理及确定需用应力：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。选择8级精度制造。查阅表[1]表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为42SiMn调质，齿面硬度250-280HBS；σHlim1=720Mpa，σbblim1=530MPa；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；σHlim2=460MPa，σbblim2=360MPa,取minHS=1,bbminS=1.25;取EZ=188.9，HZ=2.5.[σbb1]=0.7σbblim1/bbminS=296.8MPa[σbb2]=0.7σbblim2/bbminS=201.6MPa[σH1]=σHlim1/minHS=720MPa[σH2]=σHlim2/minHS=460MPa精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。8(2)按齿面接触强度计算取载荷系数K=1.2,齿宽系数φd=1.1,小齿轮上的转矩T1=9.55×106×P1/n1=43060N·mm有分度圆直径2131d(u1590d()uHKT）σψ，取较小的[σH2]=σHlim2/minHS=460MPa代入得：1d=45.20mm，则选择齿轮参数：取齿数1Z=20,则2Z=102.4，取103.验算传动比误差大于2%小于5%，故可用。初选螺旋角β=15°确定模数m。由nm=11dcos/zβ=2.18mm。查表得nm=2.5mm计算中心距a=（2d+1d）/2=153.75mm，圆整后去系列值a=155mm。确定分度圆直径：1d=mZ1=50mm2d=mZ2=257.5mm计算螺旋角β，由arccosβ=nm（1Z+2Z）/2a=15.29°在8°~20°的范围，故可取。（3）计算传动的主要尺寸：实际分度圆1d=mZ1/cosβ=51.8mm2d=mZ2/cosβ=268.2齿宽b=ψd1d=55mm则取1b=60mm2b=55mm（4）校验弯曲强度9σbb=12n11.6cosbmzFSKTYβ≤[σbb]求解参量：Zv1=20/3cos15.29°=22.60Zv2=103/3cos15.29°=115.7当齿轮径向变位系数为0时，取1FSY=4.28,2FSY=3.95则可以得到：σbb1=21.61.2430604.28cos15.29552.520=137.25[σbb1]σbb2=21.61.22138503.95cos15.29552.5103=122.1[σbb2]故弯曲强度足够。（5）计算齿轮的圆周速度：V=11dn601000=3.84m/s故，选择8级精度是合宜的六、轴的设计计算1、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[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa（2）按扭转强度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，从结构考虑，输入端的轴径应最小，最小直径为：d≧C3/nP查[2]表11-2可得，45钢取C=126~103则d≧C×(2.07/92.44)1/3mm=29.03~35.51mm10考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm（3）齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.07/92.44=213852N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×213850/268.2N=1594N径向力：Fr=Fttan200=1594×tan200=580N（4）轴的结构设计并绘制草图1、轴的结构分析要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装拆顺序和固定方式，因为不同的装拆顺序和固定方式对应着不同轴的形状，故考虑齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位和固定，右端用套筒固定，因为是单级传动，一般将齿轮安装在箱体中间，轴承安装在箱体的轴承孔中。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最后确定轴的形状如图（缺一轴承草图）2、确定轴各段的直径根据轴各段的直径确定原则，轴段1处为轴的最小直径，为D1=35mm，轴段2要考虑联轴器的定位和安装密封圈的需要，故D2=42.5mm，（取定位轴肩高h=（0.07~0.1）D1）；轴三安装轴承，为便于装拆应选D3D2，故D3=45mm，（轴承型号为6209）轴段4用于安装齿轮，故直径选用推荐的标准系列值，取D4=48mm，轴段5为轴环，取D5=56mm，轴段6应与段3同样的直径为D6=45mm。3、确定个轴段的长度为保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应短于齿轮轮毂的长度，故选择L4=54mm，为保证齿轮端面与箱体内11壁不想碰，应留一定间隙，取两者间距为15mm，为保证轴承含在箱体轴承孔内，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体5mm，故轴段5L5=(15+5)=20mm，根据轴承内圈宽度B=19mm，轴段L6=21mm；因两轴承相对齿轮对称，故取轴段L3=（1+20+19）=40mm；为保证联轴器不与轴承箱体和轴承端盖的尺寸去定轴段2的长度，查取L2=45mm，根据联轴器轴孔选长度L1=82mm，本方案选择HL-3Y型联轴器，轴孔长度82mm。因此，全轴长L=(82+45+40+54+20+21)=262mm4、两轴承之间的跨距L因为深沟球轴承的支反力作用点在轴承