1-E带式输送机传动装置

1、机械设计课程设计说明书设计题目：一带式输送机传动装置设计指导班级目录第一部分传动方案拟定第二部分电动机的选择第三部分运动参数及动力参数计算第四部分传动零件的设计计算第五部分轴的设计计算第六部分轴承的选择及校核计算第七部分键联接的选择及校核计算第八部分联轴器的选择第九部分润滑及密封第十部分箱体及附件的结构设计和选择 第一部分设计小结第十二部分参考资料题号输送带的输送带的输送带滚牵引力速度筒的节圆F/KNv/m.s -1直径直径D/mm1-E1.81.52201.2原始数据:查表得：1=0.962=0.993=0.974=0.995=0.96P0=3.144kwn w=138.9r/min初选电动

2、机型 号为Y112 M - 41、传动方案拟定设计一带式输送机传动装置1.1工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启 动。减速机小批量生产，使用期限 10年，两班制工 作。运输带允许速度误差5%带式输送机的传动效率 为 0.96。方案由题目所知传动机构类型为：V带传动与齿轮传 动的结合。传动简图如下：2、电动机选择2.1电动机类型和结构选择因为运输机的工作条件是：连续单向工作，工作时有 轻微振动。所以选用常用的 Y系列三相异步电动机 此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机， 其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用 于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机 械。2.2电动机容

3、量的选择1) 工作机所需功率PwPw 二旦(kw)10002) 电动机的输出功率Po = Pw(kw)n由电动机至输送带的传动总效率为：斤=10.37i =3.457m=480（ r/min）n3 = n2 =138.9（r/min）1=0.962=0.993=0.974=0.99R=3.84（ KW）P2 =3.688（ KW）P3=3.615 （KW）T| =76.4N mT2=253.57N mT3=248.55N mKA=1.3Pd =5.2kwA型V带,1=13345d1 =95mmv=7.16m/s满足速度要求(5m/s 乞 v< 25 m/s)d2 =280mm1.77%&

4、lt;5%合 格Ld =1600mmamax = 545 mmamin =473 mm= 158.67>120合格P0 =1.195(kw)P0=0.17(kw)k-. =0.9447k_ =0.99取z=5q =0.10kg方案电动机型号额定功率/kw满载转 速(r/mi n)堵转转矩最大转矩1Y112M-4414402.22.32Y132M1-649602.02.0电动机型号：(如下表)F°=123.62N式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。查表3-1(P13): 取 1=0.96、2=0.99、3=0.97、4=0.99、5=0.

5、96则：口=0.96 0.993 0.97 0.99 0.96=0.8587所以：电动机的输出功率P0 = Fv二 1800“.5 =3.144(kw) 1000 口 10000.85872.3确定电动机输出转速: *dn =1000 価口1000 侦"6=138.90伽“ w-：220根据表3.2( P14)推荐传动比范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i'=3 5。取V带传动比i0 =2 4。则总传动比理论范围为：i- - = 620。故电动机转速的可选范围为n° = n w 咕=(6 20) "38.90=833.4 2778r/min 根据容量

6、和转速，由表17-7 (P178)查出二种适用的综合考虑初选电动机型号为 Y112M-4,电动机额定功 率4KW满载转速 1440r/min，电动机中心高度为 112mm .3、计算传动装置的运动和动力参数3.1确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选疋的电动机满载转速ng和工作机主动轴转速nw可得传动装置总传动比为：i口二ng = 1440 =10.37 n nw 138.90总传动比等于各传动比的乘积：ipj= i 汉io(式中io和i分别为带传动和减速器的传动比)分配各级传动装置传动比：根据表3.2 (P14)，取io=3.O (普通V带"7)因为：打=i汉订所以：i 一的二1

7、037 =3.457io3.03.2计算各轴的转速：咼速轴 1 : n1= .0 =480 (r/min )i03.0低速轴 H : n2 = nk48 =138.9 (r/min )i 3.457卷筒轴：n3=n2=138.90 (r/min )3.3计算各轴的功率：高速轴I的输入功率：Fq =1214.85NB=80mm8级精度小齿轮45钢调 质HB1 =240HBS大齿轮45钢正 火HB2 = 200HBS合格乙=20Z2 = 69合格K=1.2h =76.4Nm咒=1bH 2 】=510MpR =Po 江1 = R)小1=4況0.96=3.84(KW低速轴H的输入功率：p2 = P 江

8、耳12 = R 江2 汽n3沃0.97=3.688 (KW)卷筒轴的输入功率：p3 = P2 x *123= p2 xx= 3.68 0.9 0.99=3.615 (KW)(式中H 01、叫2、“ 23分别为相邻两轴的传动效率%1=3、松 12=口2 小 3、23=J 小 4)3.4计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：I轴：=9550* P1 =9550* 3.84 =76.4N m n1480H轴：T2 = 9550巴=9550*3688 =253.57N mn2138.9卷筒轴：p3615T3 =9550 汉丄=9550 汇 =248.55N mn3138.94、传动零件的设计计算4.

9、1 V带的设计1.确定输送机载荷Pd由课本表6-6 (P77)查得工况系数ka = 1.3m=3.25mmd1 =66mmd2 =234mm取 0 = 68mmb2 = 66mmdi =25mmd2 =30mmPd = Ka P =1.3 4=5.2kw.2 .选取V带型号根据 Pd=5.2kW 和 no=144Or/min，由课本图 6-10（ P80）确定为A型V带。3. 确定带轮直径di, d21）选小带轮直径 课本参考表6-7和图6-10选取d1=95mm2）验算带速vv=如=二 951440 =7.16m/s60 1000 60 1000（小带轮转速n0 =1440r/min）3）确

10、定从动轮基准直径d2d2 =i d1 （1- : ）=3 95 （1-0.01）=282.15mm,由课 本表6-8取标准值d2=280mm4）计算实际传动比ii = d2 =280 =2.947d1955）验算传动比相对误差理论传动比i0=3.0传动比相对误差iyi =1.77%4. 定中心距a和基准带长Ldd3 =35mmd4 =40mmL1 = 76mmL2 二 45mmL3 = 17mmL4 = 17mmL5 =66mmT| = 7.64 疋 104 NmmFt1 =2315.15N=20.45° =824.65NFbh =Fah =412.33NFBV = F AV= 11

11、57.575N4Mch =1公 10 NmmM c =6.574 X104 Nmm1）初定中心距a。0.7 （ di +d2） < a0 兰2 （ dd2）262.5 兰 a。兰750按要求ao可取500mm2）计算带的基准长度Ldo2.2亠兀（n）+（d2-di）Ldo«=2ao+ （ di +d2）+24a°C兀（280 95）2 “CQLd02x500 + x（95 +280）+=1606mm24 X 500取表6-2 （课本P66）标准值1600mm3）计算中心距a丄 LdLd。“c16001606a 拓 a0 +=500+=497mm2 24）确定中心距调整

12、范围amax =a +0.03Ld =497 +0.031600 =545 mmamin = a-0.015Ld =497 0.015 0600 =473 mm5）验算包角a 10 d2 -dj& 280-95% 180 57.3180 汉 57.3a497=158.67° >120°合适；6.确定V带根数z1）确定额定功率P0由d1及小查表6-4用插值法求得P°=1.195（kw）怎e截面V k _j w满足强度要求% V 9 J满足强度要求Dj = 38mm；D2=44mmD3=50mmD4 =53mmD5 = 62mmD6=56mmLi = 8

13、0mmL2 = 50mmL3 =32mmL4 = 66mmL5 = 10mmL6 = 7mm2) 确定各修正系数功率增量,-.：Po查表6-4得：Po=O.17(kw)包角系数k：.查表6-9得k： =0.9447长度系数kL查表6-2得kL=0.993) 确定V带根数zPd5.2/ c-7z ：d =4.07(P0P0)k.kL (1.195 0.17) 0.9447 0.99选择5根A型V带；7.确定单根V带出拉力F。查表6-3单位长度质量q=0.10kg/mPd 2 52F0 =500 d (1) qv2vz k«=5005.2( 2.5 -1) 0.1 7.162=123.6

14、2N5 7.16 0.958计算压轴力«1158.67Fq =2zF°sin=2 5 123.62 sin()2 2= 1214.85N9.带轮结构设计小带轮d1=95mn采用实心式结构大带轮d2=280mn采用孔板式结构计算带轮轮宽B查表6-10 :B= ( z_1) e+2fL7 = 19mmT2 =253.57x103NmmFt2 =2005NFr2 =729.76NFah =Fbh =364.88NFav = Fbv =1002.5N4M ch =2.043X10 NmmMC =5.974 心04NmmMCe =16.109X104Nm=10.821MPa满足强度要

15、求M14.96104Nmme=32.13MPa<G斗w满足强度要求P = 824.65N=(5 -1)15 2 10=80mm4.2齿轮的设计L1°h = 48000 h1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数C = 9186.4 N1）类型选择选用轴承合格选用斜齿圆柱齿轮传动P = 729.76 N2）精度选择输送机为普通减速器对精度无特殊要求，查表8-4取C =5377.06 N8级精度选用轴承合格3）材料选择选择小齿轮材料为45钢调质处理齿面硬度选用键合格HBi =240HBS，大齿轮材料为45钢正火处理齿面硬度为HB2 =200HBS，两轮齿面硬度差选用键合格为40HBS在

16、2550HBS之间合格；选用键合格4）初选齿数现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为选用联轴器合格且，初选小齿轮齿数Zi = 20，大齿轮齿数Z2 =uz=i 3.457 70=69.14 取 z?=69润滑油牌号为工 业式齿轮油头际传动比为u=3.45 ,误差很小，Zi20L-CKC100ZL-2号通用锂基润滑脂故可以满足要求；选螺旋角0 =15 ：贝Szv1 = © 斗（cos15 °）3 =22.19 同理，zv2 =76.562.按齿面接触疲劳强度设计diJg 1 严 U确定设计公式中各参数:1）选载荷系数K :参考表8-3,原动机为平稳工 作的电动机，载荷均匀，K

17、为1.01.2,取较大值1.2.；2）小齿轮传递的转矩T1 =76.4Nm=76400Nmm3）选取齿宽系数查表减速器为一级齿轮结构，可设计齿轮支承对称，参考表 8-5，, %为 0.91.4,现选 d=1.0；4）弹性系数Ze钢对钢，Ze =189.8 . MPa5） 齿面的接触疲劳强度极限Jlim即为大齿轮 的接触疲劳极限j lim2由HB2 -200HBS，从表8-7插值得-h lim - * lim 2 =510Mpa6）应力循环次数N =60n th =60480 /3.4551630010=4.01087）接触疲劳寿命系数Khn =6 N°1 NN0 =30（HBS）2.

18、4 =9.99 106因 N>N o,故 Khn=18)计算许用应力Ih 1由表8-6取安全系数Sh=1.0<jh = KhnUm =5i0MPaSH9)Zh=2.457,； -1.41, ； ： =1.45试算小齿轮分度圆直径did1 _32KTi u 1(ZeZh、(1 )=58.93mm3 厂1.276.4 3.455一平.5189.8)2 l 1.0 1.413.455510计算模数d 1-58.93m n coscos15 = 2.589mmz1223.按齿根弯曲疲劳强度设计1) 由表 8-8,查得齿形系数 YFa1 =2.74,YFa2 =2.2322) 由表 8-9,

19、对小齿轮 HB1= 240HBS，大齿轮HB2 =200HBS，插值得Flim 1 = 195MPaFlim 2 = 181.67MPa3) 由表8-6取安全系数Sf=1.3，计算弯曲疲劳寿命系数Kfn因为 N =4 108 4 106，故 KFN =1许用应力二F1K FN F lim 2一 =139.77MPaSF4）比较 = 0.018267 fi-0.015969二F2前者较大PY：-0.875h120由此可得,m_32KTWcos决定模数因为mn计算中心距:'dZi2 ；：3 B Y(Fi ) =1.760mm 门Fi_ 2.589mm 取 m nmn(z1a =尹=147m

20、m2cos -一 arccos应Z2)2a修正螺旋角:二 arccos3.25(2069)0.32 "47mn7 端面模数 mt %osi0.3 =3.3i6主要几何尺寸计算1）计算分度圆直径di、d2，齿顶圆直径dal、da2，齿轮中心距a，齿宽bi、b2dj =口乙=66mmd2 =mz2 =228mmda1 =dj +2m=72.6mmda2 =d2 +2m=234.6mmb2 "d =66mmd =b2 + 2 =68mm6计算节圆速度v=如1 二心时480 =1.658m/s60X100060X10008级精度可以，前面选择正确。7.载荷变动小，不需静强度校核&a

21、mp;结构设计大齿轮采用孔板式小齿轮与轴制成齿轮轴5.轴的设计及计算5.1高速齿轮轴设计1.估算轴的基本直径选用45钢，调质处理，估计直径d兰100mm由表12-1查得/b=650MPa 查表取 A°=118 （45 号钢 118107,取最大）d补0*旦=118气;通=23.6mm所求d应为受扭部的 H nV 480最细处，即装带轮处的轴径，该处有一键槽，故轴径应增大 5%即d=1.05沃23.6= 24.78mm取标准值d=25mm2. 初定各轴段直径带轮处：按传递转矩估算直径 a =25mm油封处：为 满足带轮的轴向固定要求设一轴肩，该段轴径应满足油封标准（摘自GB/T1387

22、1-1992）P164表16-9）该段轴 径取d2=30mm轴承处：轴承受径向力，选用深沟球 轴承，为便于装拆，轴承内径应大于油封处轴径，并 符合轴承标准内径，取轴径 d3=35mm初选轴承型号 6207,两端相同；齿轮与轴承之间设一轴肩，两端相 同。轴径取d4=40mm齿轮处取齿根圆直径为轴径。3. 确定各轴段长度带轮处：带轮轮毂宽为80mm为保证轴端挡圈能压紧 带轮，取轴段长Li=76mm;油封处：为便于轴承端盖 的拆装及对轴承加润滑脂，取轴承端盖外端面与带轮 左端面间距15mm取轴承右端面与轴承盖外端面间距 为30mm故该段轴长为l2 =45mm轴承处：由轴承基本 尺寸可知L3 =17m

23、m两端对称；齿轮与轴承之间长度取 17mm两端相同；L4 = 17mm齿轮处：齿轮轮毂宽度为 68mm为保证套筒能压紧，故该处轴长为L5=66mm全轴 长：76 + 45 十17 汉 2 十17 汉 2 + 66 = 255mm。4. 传动零件的周向固定及其他尺寸带轮处采用 A 型普通平键，键8沢7（GB1O95-199O,GB1O96-1990键长选择比带轮宽度 稍短，选70mm为加工方便，参照6207型轴承安装尺 寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm轴端倒角为2汉45。5.轴的受力分析1）求轴传递的转矩T, =7.64“04Nmm2）求轴上作用力齿轮上圆周力 Ft, = T = 7-610

24、 =2315.15N di/266齿轮上的径向力lFt, tan% 2315.15Xan20.45°Fr, = 1 = 824.65 N1 1轴向力：Ft, tan B 2315.15tan10.3°Fa1 =620.34N1 13）求支反力 Fbh -Fah - 865 412.33N2 2Ft1 2315.15FBv FAv -1157.575N2 2求弯矩4） MchFahS；+L4+；5）FahP3,5= 2.206 "04Nmm5）MCv =FAv 汇 53.5 =6.193 "04Nmm6）求合成弯矩 Mc=$M2ch +MCv =6.574

25、汉 104 Nmm7）按当量弯矩校核轴的强度齿轮右端面与轴之间的截面弯矩较大是个危险截面，对其校核，该处d=40mm轴的最大弯矩为 M c =6.574汉104 Nmm，截面弯矩根据三角形相似求得M截面=, L3L4 +220.520.54Mc2=Mc=6.574=2.519"04NmmIL3 + L553.553.5L4 +2当量弯矩。视 a =0.59，T=76400NmmM 織面=v'M 2截面 +(°tT)2 = 5.16 汇 104 Nmm对于 45 钢，arb = 650MPa,I = 59MPae截面截 3 3 8.06MPa V,满足强度要0.1 x

26、d0.1x40求，轴径小处d =25mmMe =gT =0.59 x 7.64X104 =4.508 父104 Nmma Me3Me234.508 皿 2W nd /32 -bt(d t) / 2d 兀 X253/32 -8 X3.5(25 _3.5)2/2 X25=35.35Mpad5.2低速轴的设计1.估算轴的基本直径选用45钢，正火处理估计直径d<100mm由表12-1 查得口b=600MPa 查表取 A°=118 (45 号钢 118107, 取最大)Id 118V3j68 = 35.20 mm因为该处装联轴器且一键槽、138.9估值径 应增大5%即d =1.0535.

27、20 = 36.96mm取值d =38mm初选联轴器GY5 ;2. 初定各轴段直径联轴器处：按传递转矩估算的基本直径 D38mrp油封处：设轴肩且要求满足油封标准取轴 径为d2 =44mm轴承处：轴径应稍大于油封处并符合 滚动轴承的标准内径取轴径为D3=50mm两端相同， 选用6210型轴承；齿轮处：稍大于轴承处轴径取标 准直径D4 =53mm轴环处：齿轮左端用轴环定位， 按齿轮处轴径 53mm由轴环高度h=2( 0.070.1) 汇53=3.71 5.3mm取 a=4.5mm故轴径取 D5 =62mrp 左 端轴承轴肩处：为便于拆卸，轴肩咼度不能过咼按 6210型轴承安装尺寸故取轴肩高度为

28、3mm故轴径为 =56mm3. 确定各轴段长度联轴器处：联轴器(GY5)轴孔宽度为82mm故 轴长取Li =80mm油封处：便为于轴承的拆卸 及对轴承加润滑脂，取轴承盖外端与联轴器左 端间距15mm减速器及轴承盖的结构设计，取 轴承右端面与轴承盖由外端面的间距为 35mm 故该轴段长为L2 =50mm右端轴承处含套筒： 该段轴长为L3=32mm齿轮处：已知齿轮轮毂 宽度为68m m为保证套筒能压紧此轴段长取L4 =66mrp 轴环处 b=1.4a=6.3 轴长取 b=10mm轴长为L5 =10mm ;左端轴承轴肩处：轴承右端 面至齿轮左端面的距离与轴环宽度之差即L6 =7mm左端轴承处：621

29、0型轴承内圈宽度为20mn故轴长取 L7 =19mm全轴长 80+50+32+66+9+7+19=263mm4. 传动零件的周向固定及其他尺寸齿轮及联轴器均用A型普通平键。连接齿轮处为键16x10(GB1095 - 1990,GB1096 1990),联轴器处为键12x8(GB1095 -1990,1096 -1990)，参照 6210 型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm轴端倒角为2汉45。5. 轴的受力分析1)求轴传递的转矩 丁2 =253.57Nm =253.57O03Nmm2)求轴上的作用力，齿轮上的圆周力Ft2T228.5103 =2005Nd2228齿轮上的径向力Fr

30、2=Ft2t書n=2005tan20729.76Ncos P1轴向力：Faa = 2005tan10-=537.23NCOS P13）求支反力Fah二Fbh邑=364.88"2FAV =FBV = = 1002.5N2求弯矩Mch =Fah 汉(¥-1 +l_38)24二 Fah 56 = 2.043 10 Nmm4M CV 二 Fav 56=5.614 10 Nmm合成弯矩M c =、. MCh +MCv =5.974 乂104 Nmm4）按当量弯矩校核轴的强度C处当量弯矩最大故对此校核该处d =48mmM CeC (：T)2*5.9742(0.59 25.357)2 1

31、 104= 16.109 104 Nmm45 钢，二b 二 600MPa 上 4 W = 55MPaM Ce416.109 100.1d330.1 53= 10.821MPa轴径最小处d =38mm为危险截面，需校核Me=：T=0.59 253.57 103 =14.961104 NmmMeMe: e32W7d 3 / 32 bt(d t)2/2d14.961104332.13MPa二 383/32 -12 4(384)/2386.轴承的选择及校核计算6.1高速轴处1）初步计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受合力P = fp （X Y） =824.65N根据条件轴承预计寿命 Li°h

32、=2 8 300 10 =48000h温度系数ft =1,载荷系数fp = 1计算额定动载荷ftP ,60nfp (106 L10h)1824.65(60_48048000)31106=9186.45N选 6207 型轴承 Cr 二 25500NL h 106 Lgh =60 n6刍 10/25500、3,h =() h60 480 824.65=1026642h>48000h选用轴承合格6.2高速轴处计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受合力P= fp (X Y729.76N计算额定动载荷HftPQOnC 飞(106 L10h)1729.76/60 138.93(648000)31 10

33、=5377.06N选用6210型轴承Cr -35000NLh J0(C) h=( 35000)3h1060n P 60 138.9 729.7= 13237637h>48000h选用轴承合格7.键连接的选择及验算7.1高速轴处轴段直径为 25mm轴长为80，选用 A型平键8 7(GB1O95-199O,GB1O96-1990 键长 L=70mm有效键长 1 = L b = 708=62mm按抗压强度计算34Ti 4 76.4 汉10匚 iJ =28.17MPa £ Hp =100MPadhl25 x 7 x 62强度满足要求7.2低速轴联轴器处轴径为38mm轴长80mm选用A型

34、普通平键12汇8(GB1095 -1990,GB1096 1990),键长L =70,有效键长 l =70 -16 =54mm抗压强度计算34T24X253.57 X10i p=61.79MPa v 锂=100MPapdhl38汉8汉54强度满足要求齿轮处轴径为53mm轴长66mm选用A型普通平键16"0(GB1095 1990,GB1096 1990),键长L=60mr有效键长 l =60 10 = 50mm抗压强度计算34T2 4 汶 253.57 "03r 1p2 -38.27MPa 丈丘p 100MPap dhl53 "050p8.联轴器的选择两轴间相对位

35、移较小，运转平稳，且结构简单，对缓 冲要求不咼故选用弹性柱销联轴器。载荷计算：计算转矩 g =KAT2 =1.3%253.57 =329.64NmKa为工况系数由表11-1查得根据Tc ,轴径d,转速n查标准GB5014-1985选用GY5弹性柱销联轴器，其公称转矩Tn =400Nm许用转速8000r/min,符合要求9. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择1）齿轮：传动件圆周速度小于12m/s,采用油池润滑， 大齿轮浸入油池一疋深度，齿轮运转时把润滑油带到 啮合区，甩到箱壁上，借以散热，对于单机减速器浸 油深度为一个齿全高，油量 0.350.75L/kw，根据运 动粘度查表16-1 （P159）查阅润滑油牌号为工业式齿 轮油L-CKC100（GB