皮带输送机传动装置

1、滚筒圆周率F=1000N,带速v=2.0m/s,滚筒直径D=500mm滚筒圆周率F=900N,带速v=2.5m/s,滚筒直径D=400mm一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器(1)工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。(2)原始数据：滚筒圆周力F=;带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用丫系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：(1)传动装置的总效率：n总=T带Xr2轴承Xti齿轮Xti联轴器Xti滚筒=xXXX(2)电机所需的工作

2、功率：Pd=FV/1000Tl总=1700x1000X3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60<1000V/ntD=60X100OX兀x220=min根据【2】表中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=24,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=35,则合理总传动比i的范围为i=620,故电动机转速的可选范围为nd=ixnw=(620)x=7292430r/min符合这一范围的同步转速有960r/min和1420r/min。由【2】表查出有三种适用的电动机型号、如下表方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)传动装置的传动比KW同转满转总传动比带齿轮1Y132s-6310009603

3、2Y10012-43150014203综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y10012-4o4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y10012-4。其主要性能：额定功率：3KW满载转速1420r/min,额定转矩。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/=2、分配各级传动比(1) 取i带=3(2) I.i总口齿xi带无；i齿=i总/i带=3=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(

4、r/min)nI=nm/i带=1420/3=(r/min)nII=nI/i齿=(r/min)滚筒nw=nII=(r/min)2、计算各轴白功率(KWPI=Pdxn带=x=PII=PIXn轴承Xrj齿轮=又又=3、计算各轴转矩Td=nm=95501420=?mTI=入/n1=?mTII=入/n2=?m五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算(1)选择普通V带截型由课本1P189表10-8得：kA=P=PC=KAP=据PC环口n1=min由课本1P189图10-12得：选用A型V带(2)确定带轮基准直径，并验算带速由1课本P190表10-9,取dd1=95mm>dmin=75dd2=i

5、带dd1(1-£)=3X95X=279.30mm由课本1P190表10-9,取dd2=280带速V:V=ttdd1n1/60X1000=兀X95X1420/60x1000=7.06m/s在525m/s范围内，带速合适。(3)确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+兀(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2X500+(95+280)+(280-95)2/4X450=1605.8mm根据课本1表(10-6)选取相近的Ld=1600mm确定中心距a*a0+(Ld-Ld0)/2=500+/2=497mm(4) 验算小带轮包角a1=x(dd2-dd1)/a=X(

6、280-95)/497=>1200(适用)(5) 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得P1=iwi时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得1=查1表10-3,得Ka=;查1表10-4得KL=Z=PC/(P1+AP1)KaKL=+xx=(取3根)(6) 计算轴上压力由课本1表10-5查得q=0.1kg/m,由课本式(10-20)单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV(Ka)-1+qV2=+=则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(a1/2)=2X3X2)2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮

7、采用软齿面。查阅表1表6-8,选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HB6大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBs精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d10(6712xkT1(u+1)/(|)du<tH2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=取小齿轮齿数Z1=20o则大齿轮齿数：Z2=iZ1=X20=取z2=78由课本表6-12取小d=转午gT1T1=x106XP1/n1=x106x=52660N?mm(4)载荷系数k:取k=(5)许用接触应力iH<tH=bHlimZN/SHmin由课本1图6-3

8、7查得：<rHlim1=610Mpa<rHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算N1=60Xx10X300X18=N2=N/i=/=X108查1课本图6-38中曲线1,得ZN1=1ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=<rH1=<rHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa<rH2=<rHlim2ZN2/SHmin=1=525Mpa故得：d1>(6712xkT1(u+1)/(|)du<tH2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=20=2.45m

9、mm=取课本1P79标准模数第一数列上的值,(6)校核齿根弯曲疲劳强度<rbb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=<20mm=50mmd2=mZ2=<78mm=195mm齿宽：b=(|)dd1=x50mm=55mm取b2=55mmb1=60mm复合齿形因数YFs由课本1图6-40得：YFS1=,YFS2=(8)许用弯曲应力<rbb根据课本1P116:(rbb=o-bblimYN/SFmin由课本1图6-41得弯曲疲劳极限o-bblim应为：(rbblim1=490Mpa(rbblim2=410Mpa由课本1图6-42得弯曲疲劳寿命系数Y

10、NYN1=1YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin:按一般可靠性要求，取SFmin=1计算得弯曲疲劳许用应力为<rbb1=<Tbblim1YN1/SFmin=490x1/1=490Mpa<rbb2=<rbblim2YN2/SFmin=410x1/1=410Mpa校核计算<rbb1=2kT1YFS1/b1md1=<<rbb1<rbb2=2kT1YFS2/b2md1=<<rbb2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=

11、tn1d1/60X1000=xx50/60X1000=1.23m/s因为V<6m/s,故取8级精度合适.六、轴的设计计算从动轴设计1 、选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知：<Tb=650Mpa,<rs=360Mpa查2表13-6可知：<rb+1bb=215Mpa<r0bb=102Mpa,(r-1bb=60Mpa2 、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d>C查2表13-5可得,45钢取C=118则d>118x1/3mm=32.4

12、4mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3 、齿轮上作用力的计算齿轮所受白转矩：T=x106P/n=x106X=198582N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2X198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036xtan200=741N4 、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。(1)、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查2表可得联轴器的型号为HL3联轴器：35X82GB5014-85(2)、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴

13、外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位(3)、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm乍为外伸端直径di与联轴器相配(如图)，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2,取d3=45mm为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm齿轮左端用用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直径d5满足齿轮定位的同时，还应满足右侧

14、轴承的安装要求，根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同，取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由1P270初选深沟球轴承，代号为6209，查手册可得：轴承宽度B=19，安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5)确定轴各段直径和长度I段：d1=35mm长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm故II段长：L2=(2+

15、20+19+55)=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmIV段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmV段直径d5=52mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=195mm求转矩：已知T2=?m求圆周力：Ft根据课本P127(6-34)式得Ft=2T2/d2=2X195=求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ft?tana=xtan200=因为该轴两轴承对称，所以:LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图(如图a)(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力：FA

16、Y=FBY=Fr/2=2=FAZ=FBZ=Ft/2=2=由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=96+2=?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=96+2=?m(4)绘制合弯矩图(如图d)MC=(MC12+MC22)1/2=(+1/2=?m(5)绘制扭矩图(如图e)转矩：T=x(P2/n2)x106=?m(6)绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a=，截面C处的当量弯矩:Mec=MC2+(T)21/2=+x21/2=?m(7)校核危险截面C的强度由式(6-3)(re=x453=<a-1b=60MPa二.该轴强度足

17、够。主动轴的设计1 、选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知：<rb=650Mpa,<rs=360Mpa查2表13-6可知：<rb+1bb=215Mpa<r0bb=102Mpa,(r-1bb=60Mpa2 、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d>C查2表13-5可得，45钢取C=118则d>118x1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3 、齿轮上作用力的计算齿轮所受白转矩：T=x106P/n=xi06x=5

18、3265N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2X53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130xtan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm则该段长36mm安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm(2)

19、按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=50mm求转矩：已知T=?m求圆周力Ft：根据课本P127(6-34)式得Ft=2T3/d2=2X50=求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ft?tana=x=：两轴承对称:.LA=LB=50mm(1)求支反力FAXFBYFAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=2=FAZ=FBZ=Ft/2=2=(2)截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=100/2=?m(4)计算合成弯矩MC=(MC12+MC221/2=(192+)1/2=?m计算当量弯矩：根据课本P235得a=M

20、ec=MC2+RT)21/2=+x21/2=?m(6)校核危险截面C的强度由式(10-3)<re=Mec/()=X303)=<<r-1b=60Mpa二.此轴强度足够(7)滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10X300X16=48000h由初选的轴承的型号为：6209,查1表14-19可知：d=55mm,外径D=85mm宽度B=19mm基本额定动载荷C=,基本静载荷CO=,查2表可知极限转速9000r/min(1)已知nII=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS

21、=则FS1=FS2=682N.FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N=FA2/FR2=682N/1038N=根据课本P265表(14-14)得e=FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表(14-12)取fP=根据课本P264(14-7)式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=x(1x1083+0)=1624NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=X(1X1083+0)=1624N(5)

22、轴承寿命计算.P1=P2故取P=1624N:深沟球轴承£=3根据手册得6209型的Cr=31500N由课本P264(14-5)式得LH=106(ftCr/P)£/60n=106(1X31500/1624)3/=998953h>48000h二.预期寿命足够二.主动轴上的轴承：(1)由初选的轴承的型号为：6206查1表14-19可知：d=30mm,外径D=62mm宽度B=16mm,基本额定动载荷C=,基本静载荷CO=,查2表可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10X300X16=48000h(1)已知nI=(r/min)两轴承径向反力

23、：FR1=FR2=1129N根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=则FS1=FS2=.FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=FA2=FS2=求系数x、yFA1/FR1=FA2/FR2=根据课本P265表(14-14)得e=FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表(14-12)取fP=根据课本P264(14-7)式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=x(1X1129+0)=P2=fp(x2FR1+y2FA2)=x(1x1129+0)=(5)轴承寿命计

24、算.P1=P2故取P=:深沟球轴承£=3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本P264(14-5)式得LH=106(ftCr/P)£/60n=106(1x19500/3/=53713h>48000h二.预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算1 .根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8X36GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键14X45GB1096-79轴与联轴器的键为：键10X40GB1096-792 .键的强度校核大齿轮与轴上的键：键14X45GB1096-79bxh=14x9,L=45,贝LlLs=L-b=31mm圆

25、周力：Fr=2TII/d=2x198580/50=挤压强度：=<125150MPa=rp因此挤压强度足够剪切强度：=<120MPa=因此剪切强度足够键8X36GB1096-79和键10X40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器(一次过滤)，采用M18X油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18根据机械设计基础课程设计表选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780M18X30，材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783-86M8X

26、12，材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783-86M8X20,材料Q235螺栓：GB578286M14X100,材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚z=0.025a+1=x+1=取z=8(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=x+1=取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=x8=12(4)箱座凸缘厚度b=x8=12(5)箱座底凸缘厚度b2=x8=20(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=x+12=(取18)(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)(8)轴承旁连接螺栓直径d1=X18=(取14)(9)盖与座连接螺栓直径d2=X18=(取10)(10)连接螺栓d2的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直d3=M8)