带式输送机的传动装置设计书.doc

带式输送机的传动装置设计书二. 已知条件(设计依据)工作条件：题目大编号B 工作年限：10年 工作班制：3班 载荷性质：载荷变动微小 运输带速度允许误差：4%技术数据：题目小编号14 输送带速度V：1.2m/s 滚筒直径D： 480mm 滚筒圆周力F：2200N应完成的工作1 减速器装配图1张；(CAD绘制)2 零件工作图12张（从动轴、齿轮）；(CAD绘制)3 设计说明书1份。(打印)设计计算及说明结果三 .传动装置的总体设计传动方案设计-.传动装置的总体设计合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结够紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。1. 传动装置方案的拟定及其说明传动方案如图所示：方案由一级普通V带传动和二级斜齿圆柱齿轮传动组成,有效减小了横向尺寸,且成本较低, 由于是斜齿轮,总传动比较大,结构简单应用最广.但使用寿命在十五年以内且不适合在较差环境下工作,结合任务书要求来看,本方案较好.为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择更合适的传动机构和拟定传动方案，可由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即=一般常选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机作为原动机，因此，传动装置总传动比约为 21或是312. 选择电动机（1） 电动机的类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（ZP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。（2） 电动机功率 滚筒轴的输出功率 =KW= 电动机输出功率 =/传动装置的总效率：=，式中、为从电动机至滚筒轴之间的传动机构和轴承的效率，由课程设计表2-4查得：V带传动=0.96，滑动轴承润滑良好=0.98，圆柱齿轮传动=0.97，弹性联轴器=0.995，滚轴滑动轴承=0.94，则=0.96*0.97*0.995*0.940.84故=/=3.14KW 动机额定功率由课程设计表20-1选取电动机额定功率=4KW（3） 电动机的转速及其型号： 为了方便选择电动机转速，先推算电动机额定转速的可选范围，由课程设计表2-1查得V带传动常用传动比范围=24，单级圆柱齿轮传动比范围=36，则电动机转速可选范围=*=288到1152r/min可见同步转速为750r/min和1000r/min的电动机均符合.由课程设计表20-1，20-2进行对比，这里选同步转速1000r/min确定电动机的型号为Y132M1-6满载转速=960r/min电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）:电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速nm(r/min)堵载转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量(Kg)Y132M1-64 1000 9602.0 2.273（4） 传动装置总传动比及其分配 总传动比i=/=20 分配各级传动比：取V带传动的传动比=4，则单级圆柱齿轮减速器的传动比=i/=5所得符合单级圆柱齿轮减速器传动比的范围。3 . 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速： 电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为轴，各轴转速为：=960r/min=/=960/4=240r/min=/=240/5=48r/min/（2） 各轴的输入功率为： =4KW =4*0.96=3.84KW =3.84*0.98*0.97=3.65 KW（3） 各轴转矩： =9550*4/960=39.79N.m =9550*3.84/240=152.8N.m =9550*3.65/48=726.2N.m四. 传动零件的设计计算已知条件电动机功率：4 kW, ,传动比：其它条件：传动比允许误差 %；轻度冲击；三班工作制。V带传动的设计计算。1、确定计算功率Pca由机械设计书表87查得工作情况系数KA=1.1 , 故Pca=KAP=1.1*4kW= 4.4kW2、选择V带的带型。 根据Pca、由图810选用B 型。3、确定带轮的基准直径并验算带速1)初选小带轮的基准直径。由机械设计书表86和表88，取小带轮的基准直径=160mm.2)验算带速。按式（813）验算带的速度 因为5m/s30m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（815a），计算大带轮的直径dd2 = =4160mm=640mm根据机械设计书表88,圆整为=630mm4、确定V的中心距a和基准长度Ld 1) 根据式（820）,初中心距 0.7*(+)2(+) 553mm1580mm则初选.2)由式（822）计算所需的基准长度 由表82选带的基准长度Ld=3550mm3)按式8-23计算实际中心距a. 则中心距离变化范围在1191.95mm a8、计算压轴力压轴力的最小值为 V带轮的结构设计；带轮的材料：HT200结构形式：孔板式基本结构尺寸：查机械设计书,表8-! V带的截面尺寸由=160mm.,2,带型号B型,节宽Bp=14.0mm,顶宽b=17.0mm,高度h=11.0mm,横截面积A=143平方毫米,2 .齿轮传动的设计(1)选择齿轮类型.材料,精度及参数选择斜齿圆柱齿轮传动,外合按软齿面闭式斜齿轮设计（1） 齿轮材料、热处理方法、齿面硬度，确定许用应力齿轮制造精度及其选择齿数的初步选择 查机械设计表10-1，小齿轮用40，调质，齿面硬度为280HBS，大齿轮用45号钢，调质，齿面硬度240HBS，硬度差为40HBS，合适 查机械设计表10-21（d）得=600Mpa,=550Mpa。选取齿轮为8级的精度(GB10095-1988) 初选螺旋角为12度,计算应力循环系数,工作寿命10年, ,(设每年工作300天) 工作班次3班,一班8小时,则=3*8*300*10=72000h=60j=60*960*1*72000=4.1472*109=0.8294*109由图10-19取接触疲劳寿命系数 = 0.90 =0.95取失效概率为1%安全系数S=1，得=540MPa=522.5MPa得=（+）/2=531.25MPa查机械设计表10-20（c）得= 495MPa =380MPa查机械设计表10-18得= 0.85 =0.88取弯曲疲劳系数S=1.4，得弯曲疲劳许用应力：= =(0.85*495)/1.4=300.54MPa=(o.88*380)/1.4=238.86MPa运输机为一般工作机器速度不高，故选用8级精度。初选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2。Z2= Z1= 23*5= 115 取=115（2） 按齿面接触强度计算：取=1.6 查机械设计表10-7取圆柱齿轮的齿宽系数=1.0。表10-6取弹性影响系数=189.8MPa-1取法面压力角=，螺旋角。小齿轮上的转矩=1.52N.m查机械设计表10-26得= 0.765 =0.87则= + =0.765+0.87=1.635试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度V V=计算齿宽b及其模数，齿高h：b=*=1*54.39=54.39mm=h=2.25 =2.25*2.29=5.15b/h=54.39/5.15=10.556计算载荷系数K查机械设计表10-2取使用系数=1。根据V=3.34,8级精度,由机械设计图10-8查得动载系数=1.15，查机械设计表10-4查得=1.456，查机械设计图10-13得=1.35，查机械设计表10-3查得=1.2，得载荷系数K= =2.3441按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 =* 模数=（3）按齿根弯曲强度设计 计算载荷系数K K= =1*1.15*1.2*1.35=1.863 纵向重合度 =0.318 =1.8235查机械设计图10-28得螺旋角影响系数 =0.92 计算当量齿数 =23/0.91=25.27 =115/0.91=126.37 查机械设计表10-15查得齿形系数=2.617，=2.172，表10-5查得应力校正系数=1.591，=1.795 计算大、小齿轮的值，并且加以比较 小齿轮 大齿轮由于大齿轮的数值大,故选用大齿轮的计算值计算 设计计算 对此结果，取=2 足以满足弯曲强度，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度计算的分度圆直径=74.40mm来计算应有的齿数 故=取=31 （4）齿轮几何尺寸的计算 计算中心距a a= 按修改后中心距修正螺旋角=因为值改变不多，所以参数、等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度b b=1*74.40=64.40mm圆整后取=65 则=70 （4） 齿轮结构设计 名称符号计算公式及其结果端面模数2.06螺旋角一般去8，此为=端面压力角=26分度圆直径=64mm =348mm齿顶高=2mm齿根高=1.25=2.5mm全齿高hh=+=4.5mm顶隙cC=-=0.5mm齿顶圆直径=+2=73mm=+2=357mm中心距aa=206mm齿根圆直径=-2=67mm=-2=355mm 大齿轮有关尺寸计算如下：轴孔直径d=82mm 轮毂直径D1=1.6d=1.6*82=131.2mm轮毂长度L=B2=70mm 轮缘厚度(34)m=68(mm)轮缘内径D2=da-2h-2der=357-2*4.5-2*18=312 取D2=312mm腹板厚度c=0.3B2=0.3*70=21(mm)腹板中心孔直径D0=0.5(D2+D1)=0.5*(332+131.2)=231.6(mm)腹板孔直径d0=0.25(D2-D1)=0.25*(332-131.2)=50.2(mm) 取d0=50齿轮倒角n=0.5m=0.5*2=1mm实心式小齿轮孔板式大齿轮五. 轴的设计计算1减速器输入轴的结构设计（1）.减速器输入轴的材料设计由机械表4.10选择Q235号钢. 调质处理，硬度210-230HBs（2）按扭转强度初估轴的直径有机械表6.2查得。Q2355号钢。由于输入轴转速较快,故为了安全取较大的A0=160。由机械设计上式可得 代入数据 圆整取d=28mm 2. 减速器的输出轴的结构设计与强度校核（1）减速器输出轴的材料选择由机械表4.10选用Q235号钢，调质处理，硬度210-230HBS(2) 按扭转弯曲强度初估轴的直径由机械表6.2 Q235号钢的A0=160318 为了安全 取较大的A0=315由公式 = =66mm。取d=68mm结构设计如下页图所示：3）输出轴的结构设计1）拟控轴上零件的装备方案 根据传动简图，减速起输出轴上装有半联轴器，轴承端盖，轴承透盖。大齿轮和滚动轴承等，本方案采用：齿轮挡油环右端轴承，轴承透盖。半联轴器依次从轴的右端向左端安装。挡油环左轴承从左向右装入。2）根据轴上零件的轴向定位要求，确定各轴段的长度和直径： 本轴的运动和动力参数是：P2=3.65kw T2=726.2N.m n2=48a.轴段本轴段装有联轴器有可靠的定位要求 及d1min=68mm要求。由于有弹性柱销联轴器,所以初步取轴的直径标准值D=70mm弹性柱销联轴器。由机械表6.13查得：KA=1.3由机械式6.18得，转矩Tca=kT2=1.3726.2=944Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查课程表17-4，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250 Nm许用最大转速2500r/min，轴径在40mm56mm之间，选用Y型，其轴孔长度L=112mm。联轴器的右端用轴端挡圈定位，为可靠定位，使挡圈压紧联轴器，则轴段长度的轴径和长度: d6=70mm,L6=70-2=68mm联轴器的周向定位，采用C型普通平键，其尺寸根据d6,L6，由课程表14-1选择bh=20mm12mm,L=56mm 选取P= =2164N=2.164 KN 已知 102KN =10/3所以=明显，因此轴承寿命合格七. 键的选择及其校核计算 (1)主动轴轴的直径d=40mm 查资料1表14-1得：可选键C12100GB1096-79 b=12mm h=8mm l=100mm t=5.0mm t1=3.3mm材料45#键联接的许用挤压应力为p=120MPa且=16.808 MPap（资料5p.106）所以键的强度足够(2)从动轴轴的直径d=70mm 查资料1表14-1得：可选键C1256 GB1095-79 且=50.867 MPa p所以键的强度足够(3)从动轴与齿轮联接处：查资料1表14-1得：可选A型键2250 GB1096-79 b=20mm h=14mm l=90mm t=6.0mm 材料45#键联接的许用挤压应力为p=120MPa且=39.586 MPap 所以键的强度足够八 .联轴器的选择由于减速器载荷较平稳，速度不很高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济性，主动端：选择弹性柱套销联轴器，初选TL7型钢制连轴器（35#）从动断：选择滚子链联轴器，初选HL5型不装罩壳两联轴器有关参数如下：型号公称转距T/(Nm)许用转数n/(rmin-1)轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料轴孔类型键槽类型TL7500360040、4811219035#YCHL5200025005670142220组合件YA九 .减速器附件的选择1. 窥视孔、视孔盖 （资料1表9-18）根据箱体尺寸选窥视孔A=120mm由四个GB5783-86 M816的螺钉固定。（即d4=8）则：A1=A+（56）d4 取A1=160mm A0=0.5（A+A1）=140mm B1=箱体宽度-（1520） 取B1=140mm B=B1-（56）d4 取B=100mm B0=0.5（B+B1）=120mm 材料选Q235 取h=2mm2. 通气器 （资料1表9-8）通气器采用两次过滤，尺寸为M181.5，参数为:dd 1d 2d 3d 4DabM181.5M331.5831640127Chh1D1Rkef16401825.4406223. 油标尺 （资料1表9-8）选2型加隔套，尺寸M12，参数如下：dd1d2d3habcDD1M16416635128526224. 放油孔、螺栓采用锥螺纹油塞（GB7306-87） （资料1表9-17）其参数如下：尺寸代号基准直径d=D基准距离h有效螺纹长度HbsR1/220.9558.213.2685. 起吊装置 （资料1表9-20）a) 箱盖吊耳由前计算得：箱盖壁厚1=8mm则d=（1.82.5）1 取d=16mm R=（11.2）d 取R=18mm e=（0.81）d 取e=12mm b=21 =16mmb) 箱座吊