胶带输送机的传动装置设计书

1 胶带输送机的传动装置设计书 一任务设计书 题目 A：设计胶带输送机的传动装置 个人设计数据： 工作条件：两班制，连续单向运转。载荷平稳，工作环境清洁。 使用年限 八 年 。 运输带的工作拉力 F(N)_1000_ 运输机带速 V（ m/s） 滚筒直径 D（ _500_ 滚筒长度 L（ _500_ 设计工作量： 1 3） 二 . 传动装置总体设计 三选择电动机 1传动装置的总效率： 2 = 1 2 2 2 3 4 5 式中： 1为 1= 2为三对滚动轴承的效率，取 2= 3为一对圆柱齿轮的效率，取 3= 4为弹性柱销联轴器的效率，取 4= 5为运输滚筒的效率，取 5= 传动装置的总效率 =动机所需要的功率 P= =1000*2/（ 1000） =2滚筒的转速计算 4 3 w=v/r=2/s= 480带传动的传动比范围为 2,4;机械设计第八版 142页 一级圆柱齿轮减速器的传动比为 8， 10 ；机械设计第八版 413页 总传动比的范围为 16， 40； 则电动机的转速范围为 1223,3056; 3选择电动机的型号： 根据工作条件，选择一般用途的 Y 系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的 尺寸也相应的增大，所以选用 电动机。额定功率 3载转速 1420（ r/,额定转矩 N/m） ,最大转矩 N/m） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 总传动比 i=n/420/中： 取 减速器的传动比 i2=i/ 5计算传动装置的运动和动力参数 轴： n1=n/420/ 轴： n2=n1/卷筒轴： n3= 4 轴： 电 1=W); 轴 1 2 3=W); 卷 筒 轴 的 输 入 功 率 ： 2 4 2=W) 8计算各轴的转矩 电动机轴的输出转转矩： 550P/n=9550420= m 轴的转矩： 9550*m 轴的转矩： 550*m 第二部分 传动零件的计算 四 =表取值 械设计第八版 156页 根据 n=1420,可知选择 械设计第八版 157页 由表 8 6和表 8 8取主动轮基准直径 0从动轮的直径为 15 V=0*1420/60/1000=s 4、确定普通 5 根据 0.7(0 机械设计第八版 158页 由， 查表 8 4 4b 得 p=表 8 5得： 表 8 2得： Z 3* Z=4根 机械设计第八版 158页 查表 8q=kg/m） 则 00*(+ 2*4*12.3*65/2)=1336N 机械设计第八版 158页 6 五 带轮的材料采用铸铁 主动轮基准直径 d=90采用实心式，从动轮基准直径 D=315用腹板式 六齿轮的设计 1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数； （ 1） 用直齿圆柱齿轮传动； (2)工作速度不是太高，所以选用 7级精度（ (3)表 105质 )，硬度为280齿轮的材料为 45刚（调质），硬度为 240者的材料硬度相差为 40 (4)0，则大齿轮的齿数为 2007 2按齿面接触强度进行设计 由设计公式进行计算，选用载荷系数 K t =算小齿轮传递的转矩 550000*2572N/ 表 10械设计第八版 205页 a=1 由表 10E= 7 由图 10 大齿轮的接触疲劳强度极限 00*(2*8*8*365)=1137286272 137286272/14178205 取接触疲劳寿命系数 械设计第八版 207页 取失效概率 为 1%，安全系数 S=1，所以 机械设计第八版205页 1) 试 算 小 齿 轮 分 度 圆 的 直 径 ， 带 入 H 中 较 小 的 值 得 )计算圆周的速度 V 8 得 v=0/1000=s (2)计算 b 得 齿宽为 3)计算齿宽和齿高之比。 模数 得 高 b/h=4)计算载荷精度 根据 V=s;7级精度，插图可知 机械设计 第八版 194页 直齿轮 可得使用系数 械设计第八版 193页 用插图法差得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 查图可得 故载荷系数 9 K=1*设计第八版 192页 (5） 按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径 得 6）计算模数 m=d1/0= 弯曲强度的计算公式 机械设计第八版 201页 （ 1）确定公式内各计算数值 1)查表可 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 00大齿轮的弯曲强度极限 80 械设计第八版 209页 2）查表可得弯曲疲劳寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取 弯 曲 疲 劳 安 全 系 数 S= 由 式 可 得 10 计算载荷系数 K K=1*取齿形系数。 查得 械设计第八版 200页 6)查取应力校正系数。 查表可得 械设计第八版 200页 计算 ,小齿轮的 并加以比较。 小齿轮 =齿轮 =齿轮的数值大 （ 2） 设计计算。 m 就近圆整为标准值 m=2 按接触强度计算得的分度圆直径 11 算出小齿轮数 =取 4 大齿轮的齿数 4*27 取 128 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费 （ 1）计算分度圆直径 d1=2*24=48mm d2=2*128=256)计算中心距 a=(48+256)/2=152 3）计算齿轮的宽度 b=1*48=48轴的设计与校核 高速轴的计算。 （ 1）选择轴的材料 选取 45钢，调制处理，参数如下 : 硬度为 220 抗拉强度极限 B 650屈服强度极限 s 360 12 弯曲疲劳极限 1 270剪切疲劳极限 1 155许用弯应力 1=60二初步估算轴的最小直径 由前面的传动装置的参数可知 r/W)；查表可取 15； 机械设计第八版 370页表 15-3 轴的机构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 如图，从右到左依次为轴承、轴套、小 齿 轮 1 、 轴 承 、 轴 承 端 盖 、 带 轮 。 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 虑有键槽，将直径增大 5%，则取 1 了保证轴端挡圈只压在带轮上 而不压在端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50 取。 713 带轮的右端采用轴肩定位 ,轴肩的高度 h=(0.1)d，取 h=1.5 3承端盖的总宽度为 20 据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离 l=30 取 0 为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴 3轴承的型号为 6005 ， 其 尺 寸 为 d=25=47=12所以轴5mm,2 a 10 考虑到箱体的铸造误差， 在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s， 取 s 4 l4=s+a=10+4=14 8 08842此，已经初步确定了各轴段的长度和直径 （ 3）轴上零件的轴向定位 齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选 择见后面的键的选择过程） （ 3）轴上零件的轴向定位 齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程） 14 （ 4）确定轴上的倒角和圆角尺寸 参考课本表 15 2，取轴端倒角为 145，各轴肩处的圆角半径 R=(四 )计算过程 图，对于 6005深沟球轴承B=12 支 梁 的 轴 的 支 承 跨 距 ： L=l1 l2+l3+l4+l5+l6+7+50+12+14+48+14+12=197*52572/48=15 t*190.5*97N t*190.5/331N 计算支反力 水平方向的 M=0，所以 t/2=2190/2=1095N t/2=2190/2=1095N 垂直方向的 M=0，有 r/2=797/2=r/2=797/2=平面的弯矩 r*97*24=19129N*直面弯矩 r*4=17534N*成弯矩 得 M=m 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 C）的强度。根据课本式 15 5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取 的计算应力 16 得 =由前面查得许用弯应力 1=60安全。 截面 A， ， ， 然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A， 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和 受载的情况看，截面 面 的相近，但截面 同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面 应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端 ),而且这里轴的直径最大，故截面 而只需校核截面 为 可不必校核。 八低速轴的计算 选取 45钢，调制处理，参数如下 : 硬度为 220 抗拉强度极限 B 650屈服强度极限 s 360弯曲疲劳极限 1 270 17 剪切疲劳极限 1 155许用弯应力 1=60 轴上的转速 率 15 d=出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 需要同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查表 14虑到转矩变化小，故取 联轴器孔的直径 6度 L 62联轴器与轴配合的毂孔长度 L=42, 选取 6,04 定位轴肩，故取 5初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作 要求， 由轴知其工作要求并根据 4508 单列圆锥滚子轴承 33007型 ,由机械设计手册 (软件版 ) 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取 33215型轴承 的定位轴肩高度 h=2此，取 4mm,4为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取做成齿轮处的轴段的直径 65 8 齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择 过程见后面的键选择）。 参考课本表 15 2，取轴端倒角为 145，各轴肩处的圆角半径为 R 19 定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。 计算支反力 作用在低速轴上的 97N,331N, 水平面的弯矩 r*97*148=117956N*直面弯矩 r*4=17534N*成弯矩 20 得 M=1192N*m 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 C）的强度。根据课本式 15 5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取 的计算应力 得 =已由前面查得许用弯应力 1=60安全。 1)判断危险截面 截面 A， ， ， 然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A， 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和 处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面 面 的相近，但截面 同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面 应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端 ),而且这里轴的直径最大，故截面 而只需校核截面 为 21 可不必校核。 九 寿命计划：两轴承受纯径向载荷 P= 797n X=1 Y=0 从动轴轴承寿命：深沟球轴承 6209，基本额定功负荷 1 =3 =10881201 预期寿命为： 8 年，两班制 L=8 300 16=38400十键的选择计算及校核 （一）从动轴外伸端 d=42，考虑键在轴中部安装故选键 10 40 1096 2003，b=16， L=50， h=10，选 45 号钢，其许用挤压力 p=100p=6308 = p则强度足够，合格 （二） 与齿轮联接处 d=48虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键 14 52 1096 2003， b=10L=45h=8 45号钢，其许用挤压应力 p=100p=8358 = p则强度足够，合格 22 十一减速箱的润滑方式和密封种类的选择 在减速器中，良好的润滑可以减 少相对运动表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。 齿轮圆周速度： 高速齿轮 601000)=8601000)=s2m/s 低速齿轮 601000)=567 601000) s2m/s 由于 m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油 的飞溅润 32 23 滑。 由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用 承选用 2润滑脂。 输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。 所以用毡圈油封。 减速器附件的选择确定 列表说 明如下： 计 算 及 说 明 24 箱体主要结构尺寸计算 箱座壁厚 =10 箱座凸缘厚度 b= =15盖厚度 1 =8 箱盖凸缘厚度 1b = 1 =12底座凸缘厚度 2b = =25轴承旁凸台高度 h=45，凸台半径 R=20轮轴端面与内机壁距离 1l =18齿轮顶与内机壁距离 1 =12齿端面到内机壁距离 2 =15下机体筋板厚度 1m = 2m =动轴承端盖外径 1D =105动轴承端盖外径 2D =130脚螺栓 量 6 根 名称 功用 数量 材料 规格 螺栓 安装端盖 12 6 16 782 19