铸钢车间型砂传送带传送装置设计

1 设 计 计 算 及 说 明 结 果 铸钢车间型砂传送带传送装置设计书 一 设计仸务书 题目 ： 铸钢车间型砂传送带传送装置设计。 仸务 ： （ 1）减速器装配图（ 0 号） 1 张 （ 2）低速轴零件图（ 2 号） 1 张 （ 3）低速级大齿轮零件图（ 2 号） 1 张 （ 4）设计计算说明书 1 仹 （ 9）草图 1 仹 传动方案 ： 图（ 1）传动方案示意图 1 电动机 2 V 带传动 3 展开式双级齿轮减速器 4 连轴器 5 底座 6 传送带鼓轮 7 传送带 (各轴代号见第六页 ) 设计参数 ： 2 设 计 计 算 及 说 明 结 果 （ 1）传送速度 V= 0.7 m/s （ 2）鼓轮直径 D= 300 3）鼓轮轴所需扭矩 T=900N m 其它条件： 工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为 8 年 (年工作日 300 天 )、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。 二传动方 案简述 传动方案说明 带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于収挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。 用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工冴下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。 传动齿轮布置在距离扭矩输入端较进的地方 由 于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较进的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。 综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。 电动机的选择 动机类型和结构型式 根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于 Y 系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价栺低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要 3 设 计 计 算 及 说 明 结 果 求，采用卧式封闭型电动机。 Y(型封闭自扇冷式电动机 ,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型 Y 系列三相交流异步电动机。 择电动机容量 (1)工作机所需功率 作机所需功率Vn w 100060 r/4. 5 6 300 D Vn w r/ 5 0 09 55 0 中： V D (2) 由电动机至工作机的总效率 n 4321带传动 V 带的效率 1 = 取 1 = 对滚动轴承的效率 2 = 取 2 = 对齿轮传动的效率 3= 取3= 轴器的效率 4 = 取 4 = 3423321 (3) 9 P 4) 确定电动机的额定功率 取 P 5.5 电动机额定转速的选择 式中 : wn r/99.4wP 94.4.5 4 设 计 计 算 及 说 明 结 果 的传动比 ; 展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 lh 936 推荐 V 带传动比 24 = r/ 确定电动机的型号 一般同步转速取 1000r/ 1500 r/电动机。 初选方案： 电动机型号 额定功率 步转速 r/大转矩 额定转矩 满载转速 r/量 132500 440 68 动机的主要参数 （ 1） 电动机的主要技术数据 电动机型号 额定 功率 步转速 r/大 转矩 额定 转矩 满载 转速 r/量 132500 440 68 5 设 计 计 算 及 说 明 结 果 （ 2）电动机的外形示意图 Y 型三相异步电动机 （ 3）电动机的安装尺寸表 （单位： 电机型号 型号 尺 寸 H A B C D E F C 132 216 140 89 38 80 108 33 210 135 315 475 总传动比的确定及各级传动比的分配 论总传动比 i 4 0 6 设 计 计 算 及 说 明 结 果 电动机满载转速 级传动比的分配 (1)V 带传动的理论传动比 （由 2 2 (2)两级齿轮传动的传动比 (3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配 取lh ，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但可能会使高速极大齿轮与低速级轴収生干涉碰撞。所以必须 合理分配传动比，一般可在 )lh 中取，要求 d2 l - 0 30 （由 2 2 取 38.1lh ，又 lh 各轴转速，转矩与输入功率 轴理论转速 设定：电动机轴为 0 轴， 高速轴为轴， 图（ 1）左侧 中间轴为轴， 图（ 1）中间 低速轴为 轴， 图（ 1）右侧 联轴器为 错误 !未找到引用源。 轴 (1)电动机 1440 md r/2)轴 r/3)轴 r/4)轴 i lh 1440r/18 141n r/ 7 设 计 计 算 及 说 明 结 果 r/ 各轴的输入功率 (1)电动机 5.52)轴 2 2 3)轴 0 1 4)轴 联 32 各轴的理论转矩 (1)电动机 1 4 4 6 )轴 6 n N 3)轴 1 4 10 1 6 N 4)轴 6 = N 各轴运动和动力参数汇总表 轴号 理论转速（ r/ 输入功率 （ 输入转矩(N 传动比 电动轴 1440 04 错误 !未找到引用源。轴 618 04 错误 ! 141 05 44n r/ P N T N T N T N 8 设 计 计 算 及 说 明 结 果 未找到引用源。轴 错误 !未找到引用源。轴 44 05 三、传动设计 V 带传动设计 始数据 电动机功率 5.5动机转速 1440 带理论传动比 向运转、双班制、工作机为带式运输机 计计算 （ 1） 确定计算功率 据双班制工作，即每天工作 16 小时，工作机为带式运输机， 查得工作系数 d=6.6 2）选取普通 V 带带型 根据 定选用普通 V 带 B 型。 （由 1 8 （ 3）确定带轮基准直径 a. 初选 小带轮基准直径 1d =140mm b验算带速 5m/s 圆整 355 4）确定普 V 带的基准长度和传动中心距 根据 取 1800 算实际中心距 a 002 （ 5）验算主轮上的包角 1 0 121 a dd = 901 5 55 0 03 5 51 8 0 主动轮上的包角合适 （ 6）计算 V 带的根数 Z 得 Z)( 00 基本额定功率 得 额定功率的增量 K 包角修正系数 得K= 长度系数 得Z)( 00 = = Z=3 根 355d =1800mm a =500 = 155 Z=3 10 设 计 计 算 及 说 明 结 果 （ 7）计算预紧力 20 )00 q V 带单位长度质量 q=kg/m 2m 0 0 = =187 N 应使带的实际出拉力 m F （ 8）计算作用在轴上的压轴力 2155s 0m i 1095 N 传动主要参数汇总表 带型 Ld mm mm a 0 N A 1800 3 140 355 500 187 1095 轮材料及结构 （ 1）带轮的材料 带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为 2 ) 带轮的结构 带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型 B 型 187N 01095N 11 设 计 计 算 及 说 明 结 果 小带轮结构图 大带轮结构图 高速级齿轮传动设计 始数据 输入转矩 T = N 齿轮转速 618 r/数比 = 班制工作、工作寿命为 8 年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。 （设每年工作日为 260 天） 计计算 一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 为 提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮； 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料： 45 号钢调质 20 接触疲劳强度极限 5701H （由 1 10 弯曲疲劳强度极限 4401 （由 1 10 大齿轮材料： 45 号钢正火 90 接触疲劳强度极限 4002H （由 1 10 弯曲疲劳强度极限 3302 （由 1 10 4 初选小齿轮齿数 241 Z 大齿轮齿数 24 105 5 初选螺旋角 14t 12 设 计 计 算 及 说 明 结 果 二 按齿面接触强度设计 计算公式： 321112 （由 1 10 1 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数 6.11 N 宽系数 8.0d（由 1 10 材料的弹性影响系数 Z （由 1 10 区域系数 Z （由 1 10 ， （由 1 10 应力循环次数 )826082(16186060 11 9912 接触疲劳寿命系数 1 10 接触疲劳许用应力 取安全系数 1M P 131 1l i M P 0014001 2l i M P 2 62 4 0 05 1 32 221 取 计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径1 )(12 v =s b =49.6 h=b/h= 13 设 计 计 算 及 说 明 结 果 3 24 ) = 2）计算圆周速度 1 00 060 6 18621 00 060 1 s （ 3）计算齿宽 b 及模数 1 td 4co b/h= 4）计算纵向重合度 （ 5） 计算载荷系数 错误 !未找到引用源。 使用系数 根据电动机驱动得 K 错误 !未找到引用源。 动载系数v=s、 7 级精度 K 错误 !未找到引用源。 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数非对称布置、7 级精度、d=b 误 !未找到引用源。 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数b/h=未找到引用源。 齿向载 荷分配系数100/ ，根据 7 级精度，软齿面传动，得 K =1 6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d 错误 ! 未指定书签。 =K =d = 14 设 计 计 算 及 说 明 结 果 3311 三 按齿根弯曲强度设计 3m a c F 1 确定计算参数 （ 1）计算载荷系数 K 9 7 （ 2）螺旋角影响系数，得 Y 3）弯曲疲劳系数 （ 4）计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳安全系数 S=得 M P 111 M P 222 （ 5）计算当量齿数 o s 24c o s 3311 ， 414c o 5c o s 3322 ， （ 6）查取齿型系数 应力校正系数 得 （ 7）计算大小齿轮的 Y 幵加以比较 111 Y 222 Y 比较 15 设 计 计 算 及 说 明 结 果 111 Y 412713c o s 21 4 4c o 误 ! 未指定书签。 =21Z 33 2Z 144 a=182 = 412713 b=552b 551b 60 16 设 计 计 算 及 说 明 结 果 4 计算齿轮宽度 b 8 db d=整后 2b 551b 60 验算 t 11 K 7 91 根据电动机驱动得 1错误 !未找到引用源。 动载系数v=0. 77m/s 7 级精度 K 错误 !未找到引用源。 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数为非对称布置、 7级精度、d=b 误 !未找到引用源。 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数b/h=未找到引用源。 齿向载荷分配系数100/ ，根据 7 级精度，软齿面传动，得 K =1 6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d 3333 b/h= =K =d = 19 设 计 计 算 及 说 明 结 果 三 按齿根弯曲强度设计 3m a c F 1 确定计算参数 （ 1）计算载荷系数 K （ 2）螺旋角影响系数，得 Y 3）弯曲疲劳系数 （ 4）计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳安全系数 S=得 M P 333 M P 444 （ 5）计算当量齿数 o s 28c o s 3333 ， o s 89c o s 3344 ， （ 6）查取齿型系数 应力校正系数 得 （ 7）计算大小齿轮的 Y 幵加以比较 333 Y 444 Y 比较 333 Y 取 A 0 =110 30m i n 由于需要考虑轴上的键槽放大 , )61( d=55轴需与联轴器连接， 为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又 由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。 因此选用弹性柱销联轴器。 得： 得： 工作情冴系数 ： 选用 弹性柱销联轴器 弹性柱销联轴器主要参数为： 公称转矩 1250 N 孔长度 L=112 径 56 轴器外形示意图 23 设 计 计 算 及 说 明 结 果 联轴器外形及安装尺寸 型号 公称扭矩N m 许用 转速r/孔直径孔长 度 动 惯量 用补偿量 轴向 径向 角向 250 2800 56 112 195 030 的结构设计 (直径 ,长度来历 ) 一 低速轴的结构图 二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度 (1) 段与联轴器配合 取 6， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 取 12。 (2)为了满足半联 轴器的轴向定位， 段右侧设计定位轴肩， 毡圈油封的轴径 取 5轴从轴承座孔端面伸出 15结构定 取 9。 (3)轴肩为非定位轴肩， ， 选用 A 型， bh=2012， L=70 键的强度校核 (1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l = L 700mm k = 62) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， ，取 p=110 = p = M P ak l . m m 104 5 7 p 键安全合栺 速轴联轴器的键联接 1 选择类型及尺寸 根据 d =56L =112， 选用 C 型， bh=1610 L=110 键的强度校核 (1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l = L b/2= 102mm k = 5 2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， ，取 p=110 = p = M P ak 25 104 5 7 p 该轴强度合栺 29 设 计 计 算 及 说 明 结 果 键安全合栺 五 . 轴承选择计算 速器各轴所用轴承代号 普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。 项目 轴承型号 外形尺寸（ 安装尺寸（ d D B D1 2 ra 速轴 6307 35 80 21 44 71 间轴 6308 40 90 23 48 80 速轴 6314 70 150 35 82 137 速轴轴承寿命计算 期寿命 从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为 8 年 (年工作 日为 260 天 )。 预期寿命 =282608=33280 h 命验算 载荷分析图（俯视） 30 设 计 计 算 及 说 明 结 果 (左旋 ) 1 ) 轴承所受的径向载荷 轴向载荷 03 5. 1NF a 2617 . 52NF a 1415 1. 751，当量动载荷 速轴轴承选用 6314，由 1（ 13到 2.1已知 3 ， 1常温） 31 设 计 计 算 及 说 明 结 果 由 2（ 15到 插值法幵由 2（ 15得到 e=e,由 1（ 13到 X=1=74+=0r=插值法幵由 2（ 15得到 e=e,由 1（ 13到 X=2=5+ 2=）验算轴承寿命 因为 2P 1P ，所以按轴承 2 的受力大小验算 533626 16010)(6010 L ，所以所选轴承可满足寿命要求。 六 . 减速器的润滑与密封 轮传动的润滑 各级齿轮的圆周速度均小于 12m/s，所以采用 浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。 滑油牌号及油量计算 滑油牌号选择 由 2（ 16得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为 220s 由 2（ 16得：选用 业齿轮油 量计算 1）油量计算 以每传递 1率所需油量为 350各级减速器需油量2= 轴承采用 钙基脂润滑 密封件是毡圈密封圈 密封方式是接触式密封 32 设 计 计 算 及 说 明 结 果 按级数 成比例。该设计为双级减速器，每传递 1率所需油量为700实际储油量： 由高速级大齿轮浸油深度约 齿高，但不小于 10速大齿轮浸油深度在 )(3161 齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于 3050要求得：（设计值为 50） 最低油深： 最高油深： 箱体内壁总长： L=780体内壁总宽： b=172m i n 6 8 可见箱体有足够的储油量 . 承的润滑与密封 由于高速级齿轮的圆周速度小于 2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（ 轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。 轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水仹从外伸段与端盖间隙迚入箱体，所有选用毡圈密封。 速器的密封 减速器外伸轴采用 2（ 16密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。 七 . 减速器箱体及其附件 体结构形式及材料 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。 最低油深：最高油深： 33 设 计 计 算 及 说 明 结 果 此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，幵且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。 箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。 减速器箱体用 造。铸铁具 有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。 体主要结构尺寸表 （单位： 名称 数值 (箱座壁厚 =8 箱盖壁厚 1=8 箱体凸缘厚度 b=12 2 0 加强肋厚 m=6.8 脚螺钉直径 20 地脚螺钉数目 n=4 轴承旁联接螺栓直径 盖、箱座联接螺栓直径 承盖螺钉直径和数目 高速轴 选用 M8 n=4 中间轴 选用 M8 n=4 低速轴 选用 n=6 轴承盖（轴承座端面 ）外径 高速轴 120 中间轴 130 低速轴 210 观察孔盖螺钉直径 M8 1= 26 2 8 2= 24 0 6 轴承旁凸台高度和半径 R= 壁至轴承端面的距离 +1+(5 10)=55 34 设 计 计 算 及 说 明 结 果 要附件作用及形式 1 通气器 齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设 通气器及时将箱内高压气体排出。 由 选用通气器尺寸 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情冴及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。 为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥