胶带输送机传动装置的设计.doc

机械设计基础课程设计说明书题目：胶带输送机传动装置的设计 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 成 绩： 年 月 日目 录目 录11、设计任务书31.1设计题目31.2工作条件31.3技术数据32、电动机的选择计算32.1选择电动机系列32.2滚筒转动所需要的有效功率32.3选择电动机43、传动装置的运动及动力参数计算53.1传动比的分配53.2各轴功率、转速和转矩的计算54、传动零件的设计计算74.1选择V带的型号74.2验算带速74.3确定大带轮的标准直径74.4确定中心距a 和带长Ld74.5验算小轮包角184.6计算带的根数84.7计算作用在轴上的载荷Fr 和初拉力 F084.8 V带传动的参数85、减速器内传动零件的设计计算95.1 选择材料95.2按齿面接触强度确定中心距95.3验算齿面接触疲劳强度115.4验算齿根弯曲疲劳强度125.5齿轮主要几何参数126、轴的设计计算136.1高速轴的设计计算136.2低速轴的设计计算及联轴器的选择137、低速轴的强度校核148、滚动轴承的选择及其寿命验算168.1确定轴承的承载能力168.2计算径向支反力168.3求轴承轴向载荷168.4寿命校核179、键联接的选择和验算179.1齿轮处179.2外伸处1710、减速器的润滑及密封形式选择1811、指导参考书181、设计任务书1.1设计题目 胶带输送机传动装置的设计1.2工作条件()工作年限工作班制工作环境载荷性质F=900v=2.3m/sD=400mmL=500mm生产批量82清洁平稳小批1.3技术数据题号滚筒圆周力F(N)带速 v(m/s)滚筒直径 D(mm)滚筒长度 L(mm)ZDD-19002.34005002、电动机的选择计算2.1选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y系列电动机2.2滚筒转动所需要的有效功率根据表2-11-1确定各部分的效率:V带传动效率 1 =0.95一对滚动球轴承效率 2 = 0.99闭式（8级精度齿轮）的传动效率 3 =0.97弹性联轴器效率 4 =0.99=0.8326 Pr =2.486kw滑动轴承传动效率 5 0.97传动滚筒效率 6=0.96则总的传动总效率0 = 1*2*2 *3*4*5*6 = 0.950.990.990.970.990.970.96 = 0.8326 滚筒的转速所需的电动机的功率 2.3选择电动机查表2-9-1可知可选Y100L2-4或Y132S-6，比较传动比及电动机其他数据， 方案号电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)选用Y132S-6型电动机满载转速960r/min总传动比1Y100L2-43.01500143013.112Y132S-63.010009608.74比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选电动机Y132S-6型 ，额定功率3.0kw, 同步转速1000r/min,电动机H=132mm外伸轴段D*E=38mm*88mm满载转速960r/min。同时，由表2-18-2查得电动机中心高H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。3、传动装置的运动及动力参数计算 总传动比i=8.743.1传动比的分配总传动比根据表1-2-2，初定V带传动的i01= 2.5，则齿轮传动的传动比为：i21=i/i10=8.74/2.5=3.50其中i21i10 符合此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的和尺寸确定后才能确定,并且允许有（3-5%）的误差。 3.2各轴功率、转速和转矩的计算0轴：（电动机轴）p0=pr=2.486 kw 0轴：24.73Nmn0=960r/min T0 =9.55*p0/ n0=9.55*2.486*1000/960=24.73Nm1轴：58.74Nm1轴： （减速器高速轴）P1=p0*04= p0*4 =2.486*0.95=2.362kwn1=n0/i0=960/2.5=384r/minT1=9.55*p1/n2=9.55*2.362*1000/960=58.74Nm 2轴：196.90Nm2轴：（减速器低速轴）P2=p1*23=p1*2 *3=2.461*0.99*0.97=2.268kwn2=n1/i23=384/3.50=110r/minT3=9.55*p2/n2=9.55*2.363*1000/110=196.90Nm3轴：（即传动滚筒轴）3轴：192.99NmP3=p2*12= p2*2 *1=*0.99*0.99=2.223kwn3=n2/i01=110/1=110r/minT4=9.55*p4/n4=9.55*2.223*1000/109.7=192.99Nm各轴运动及动力参数轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率02.48696024.73V带传动2.50.9512.36238458.74齿轮传动3.500.97*0.9922.268110196.90带传动10.99*0.9932.223110192.994、传动零件的设计计算4.1选择V带的型号（10-8）因为小轮的转速是960r/min，班制是2，载荷平稳，A型号带，dd1=100mm .取Ka=1.1;Pc=Ka*Pr Pc =1.1*3=3.3kw查课本图10-7，可得选用A型号带，ddmin=75mm 查课本表10-4 取标准直径即dd1=100mm4.2验算带速v=* dd1 *n0 /60*1000=5.03m/s；满足5m/s = v120符合要求；4.6计算带的根数Z = Pc /(P0 +P0)*Ka*Kl查图10-7可得，P0=1.0kw, P0 =0.13kw查表10-6可得，K=0.93查表10-2，KL = 0.93代入得，z =3.3/(1.0+0.13)*0.93*0.93=3.38根;取z=4；A型V带，13.0mm顶宽节宽11.0mm高度8.0mm四根长1250mmFr=996N带轮中心距为342mm实际传动比为2.5。4.7计算作用在轴上的载荷Fr 和初拉力 F0F0为单根带的初拉力，F0 = 500* Pc/vz *(2.5/Ka -1 ) +qv2 = 500* 3.3/（5.03*3） *(2.5/0.93 -1 ) +0.10*5.032=140.97NFr=2*F0*z*sin（1/2）=2*140.97*4*sin154.87=1100.75N4.8 V带传动的参数选用A型V带，13.0mm顶宽，节宽11.0mm，高度8.0mm，共四根长1250mm，Fr=1100.75N，带轮中心距为342mm，实际传动比为2.5。5、减速器内传动零件的设计计算5.1 选择材料小齿轮 45钢 调质处理 齿面硬度 217-255HBS大齿轮 ZG310-570钢 正火处理 齿面硬度156-217HBS 计算应力循环次数N1=60*n2*j*Lh=60*384*1*（8*300*16）=1.11*109N2=N1/i=1.11*109/3.50=3.17*108查图11-14，ZN1=1 ZN2=1.07（允许一定点蚀）由图11-15，ZX1=ZX2=1.0 ，=690Mpa =440Mpa，取SHmin=1.0 计算许用接触应力因，故取5.2按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T1=58740Nmm初取，由表11-5得，;取，=2.5；由式（11-17）计算中心距a取中心距a=140（表2-11-2 R40系列，且在130160之间）估算模数mn=(0.0070.02)a=（0.98-2.8）mm取标准模数m=2mm。 小齿轮齿数：大齿轮齿数：z2=uz1=3.5*31.11=108.88取z1=31，z2=109 实际传动比传动比误差，a=m*( z2+ z2 )/2=140mm齿轮分度圆直径 d1=mz1=62mmd2=mz2=218mm圆周速度由表11-6，选齿轮精度8级。5.3验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳,由表11-3,取KA=1.0由图11-2a，按8级精度和得Kv=1.11 齿宽由图11-3a，按b/d1=56/62=0.903,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K=1.04。由表11-4，得K=1.2载荷系数K=KAKVKK=1.0*1.04*1.04*1.2=1.298由图11-4得： 查图11-6可得，由式11-16,计算齿面接触应力故安全。5.4验算齿根弯曲疲劳强度按z1=31 z2=109由图11-10得YFa1=2.54, YFa2=2.20由图11-11得YSa1=1.63, YSa2=1.80由图11-12得：Y=0.69由图11-16b，得，由图11-17，得Y=1.0，Y=1.0由图11-18 得 Y=Y=1.0取Y=2，S=1.4由式11-25计算许用弯曲应力，由式11-12 齿根弯曲应力5.5齿轮主要几何参数 z1=31, z2=109, u=3.5, m=2 mm, 0=0, d1=mz1=62 mm, d2=mz2=218 mm,da1=d1+2ha*m=62+2*1*2=66mm,da2= d21+2ha*m=218+2*1*2=222mm, df1=d1-2(ha*+c*)m=62-2*(1+0.25)*2=57mm,df2=d2-2(ha*+c*)m=218-2*(1+0.25)*2=213mm,a=(d1+d2)/2=140mm 齿宽b2 = b =56mm, b1=b2+(510)=64mm 6、轴的设计计算6.1高速轴的设计计算（1）初步估定减速器高速轴外伸段轴径取A=120,受键槽影响加大%5取23mm （2） 确定减速器高速轴各段轴径d1=23mm d2=23+（5-8）=28-31mm 取d2=30mmd3=35mm d4=d3(1-3)=36-38mm 取d4=38mm d5=d3=35mm(3) 选择高速轴的轴承根据低速轴d=35mm 表2-13-1 选择轴承型号为(GB/T276-1994)-6207其D=72mm B=17mm（4） 选择高速轴的轴承盖轴承外径D=72mm螺钉直径d3=8mm d2=d3+1=9mmD0=D+2.5d3=92mmD=D1+2.5d3=112mme=1.2d3=9.6mm (取e1=10mm) e1eD1=D-（3-4）=（68-69）mm 取D1=68mmD4=D（10-25）=（57-62）mm 取D4=60mmb=5-10mm 取b=6mmh=（0.8-1）b=4.8-6mm 取h=5mm6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择（1） d=（0.8-1.0）d电机=（0.8-1.0）*38=30.4-38mm初步选定减速器低速轴外伸段直径（2）选择联轴器拟选用弹性联轴器（GB5014-85） 名义转矩T3=196.90Nm计算转矩为TC=KT3=1.5196.90=295.35Nm公称扭矩TN =630 Nm Tc=295.35Nm 查表2-14-1 LH3号联轴器满足要求 TN=630N.mTNTc其轴孔直径d=30-48mm能满足减速器轴径要求n=5000r/minn=110r/min;由表查得，轴孔长度L=60mm;(3) 最终确定减速器低速轴外伸段直径,受键槽影响加大 , 取35mm 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。（4） 确定减速器低速轴各段轴径d1=35mm d2=d1+（5-8）=（40-43）mm 取d2=42mmd3=50mm d4=d3+（1-3）=（51-53）mm 取d4=53mm轴环直径d5=60mm d6=d3=50mm（5） 选择低速轴的轴承根据低速轴d3=50mm 查表2-13-1 选择轴承型号为（GB/T276-1994）-6210主要参数 D=90mm B=20mm da=57mm Da=83mm（6） 选择低速轴的轴承盖轴承外径 D=90mm 螺钉直径 d3=8mm d2=d3+1=9mmD0=D+2.5d3=110mmD2=D0+2.5d3=130mme=1.2d3=9.6mm（取e1=10mm）e1eD1=D-（3-4）=（86-87）mm取D1=86mmD4=D-（10-15）=（75-80）mm取D4=76mmb=5-10mm 取 b=6mmh=（0.8-1）b=4.8-6mm 取h=5mm7、低速轴的强度校核1）作用在齿轮上的作用力：圆周力 轴向力径向力 转矩 2） 支座反力：A垂直面支反力因L1=L2=L=60mm RAY=RBY=Fr/2=657N/2=328.5N RAZ=RBZ=Ft/2=1806N/2=903NB水平支反力 3） 求弯矩：MCY= RAY*L=328.5*0.060=19.71NmMCZ= RAZ*L=903*0.060=54.18Nm4)求转矩： T=T3=196.90Nm5）求当量弯矩：该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取=0.6 C点左边： C点右边： D点：6）校核轴的强度由以上分析可见，C点的当量弯矩最大，而D点轴径最小，所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。由45钢（调质处理）查表13-1得查表13-2得。C点轴径 因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径52mm，故安全。D点轴径 因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径40mm，故安全。8、滚动轴承的选择及其寿命验算选择一对6210深沟球轴承，低速轴轴承校核：8.1确定轴承的承载能力查课本表14-16，轴承6210 的=19800N，c=27000N.8.2计算径向支反力 8.3计算当量动载荷由于轴承承受纯径向载荷，所以P1=R1=960.9NP2=R2=960.9N8.4寿命校核查课本表14-8、