胶带输送机的传动装置设计书

1、胶带输送机的传动装置设计书一.任务设计书题目A:设计胶带输送机的传动装置个人设计数据：工作条件：两班制，连续单向运转。载荷平稳，工作环境清洁。使用年限八年。运输带的工作拉力F（N）_1000运输机带速V （m/s）2.0滚筒直径D（ mm 500滚筒长度L（ mm） _500设计工作量：1.减速器装配图一（A3）2. 零件图（13）3. 设计说明书一份传动装置总体设计1 ""x Xr f三.选择电动机1. 传动装置的总效率:n = n 1 n 2 n 2 n 2 n 3 n 4 n 5式中：n 1为V带的传动效率，取n 1=0.96 ；n 2为三对滚动轴承的效率，取n 2=

2、0.99 ;n 3为一对圆柱齿轮的效率，取n 3=0.97;n 4为弹性柱销联轴器的效率，取n4=0.98;n 5为运输滚筒的效率，取n 5=0.96。传 动 装 置 的 总 效 率=0.96*0.99*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.85电动机所需要的功率P=FV/n =1000*2/ (0.85 X 1000) =2.35KW2滚筒的转速计算w=v/r=2/0.25=8rad/s= 480rad/min n3=76.39r/minV带传动的传动比围为i i 2,4;机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2 < 8 ,10 ;机械设计第八版413 页

3、总传动比的围为 16, 40 ； 则电动机的转速围为 1223,3056;3选择电动机的型号：根据工作条件, 选择一般用途的 Y 系列三相异步电动机, 根据电动机 所需的功率,并考虑电动机转速越高,总传动比越大,减速器的尺寸 也相应的增大，所以选用 Y100L2-4型电动机。额定功率3KVV满载 转速 1 420（r/min ）, 额定转矩 2.2 （N/m） , 最大转矩 2.2 （ N/m）4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比 i=n/n3=1420/76.39=18.59式中：n为电动机满载转速；n3为工作机轴转速。取V带的传动比为i1=3.5，则减速器的传动比i2=i/3

4、.5=5.31;5计算传动装置的运动和动力参数6. 计算各轴的转速。I 轴：n仁n/i仁 1420/3.5=405.71r/min;H轴：n2二n 1/i2=405.71/5.31= 76.39r/min卷筒轴： n3=n2=76.39r/min7. 计算各轴的功率I 轴：P仁P电 X n 仁2.35 X 0.96*0.99=2.23344(KW);H车由 P2=PX n 2n 3=2.23344 x 0.99 x 0.97=2.14477(KW);卷 筒 轴 的 输 入 功 率 ： P3=P2X n 4 X n 2=2.14477 X 0.98 X 0.99=2.081(KW)8计算各轴的转

5、矩电动机轴的输出转转矩：T1=955Qx P/n=9550 x 2.35/1420=15.80 N-rmI 轴的转矩：T2= 9550*2.23344/405.7仁52.57N- mH轴的转矩：T3=9550*2.14477/76.39=268.13N - m第二部分 传动零件的计算四.V型带零件设计1. 计算功率：Pca=KAP=1.2*3=3.6kwkA 工作情况系数，查表取值 1.2; 机械设计第八版 156页p 电动机的额定功率2. 选择带型根据Pca=3.6kw, n=1420,可知选择A型；机械设计第八版157页由表86和表88取主动轮基准直径dd1=90mm则从动轮的直径为 d

6、d2=315mm3. 验算带的速度V=3.14*90*1420/60/1000=6.69m/sV带的速度合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据o.7(d d1+dd2)va<2(dd1+dd2)，初步确定中心矩 a0=400mm机械设计第八版 158页5. 计 算 带 所 需 的 基 准 长 度 ： L=2*400+3.14/2*(90+315)+(315-90) 2 /4/400=1467mm由表8 2选带的基准长度 Ld =1400mm6. 计算实际中心距 aa=400+(1400-1467)/2=366.5mm验算小带轮上的包角 a 1a 1=180-(315-90)*57

7、.3/366.5=144>907. 确定带的根数 Z机械设计第八版 158页由， 查表 8-4a和表 8- 4b 得 p0 =1.07 , p=0.17查表 8-5得：ka =0.96,查表 8-2得：ki=0.91，则Z= 3*1.2/(1.07+0.17)/0.96/0.91=3.3取Z=4根8. 计算预紧力机械设计第八版 158页查表 8-3得q=0.10 (kg/m)则 F0mi n=500*(2.5-0.96)*3.6/0.96/4/6.69+0.1*6.692 =112.3N9. 计算作用在轴上的压轴力FP =2*4*1.5*112.3*sin(165/2)=1336N机械设

8、计第八版 158页五 . 带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径d=90mm故采用实心式，从动轮基准直径 D=315mm 采用腹板式六齿轮的设计1 选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；(1) . 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2) . 减速器运输机为一般工作机器， 工作速度不是太高， 所以选用 7级精度( GB10095-88)；(3) .选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度 为280HBS大齿轮的材料为45刚(调质)，硬度为240HBS二者的材 料硬度相差为 40HBS。(4) .选小齿轮的齿数为20,则大齿轮的齿数为20x5.31 = 106.2

9、，取 z2=1072按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，选用载荷系数 K t =1.3 计算小齿轮传递的转矩T1=9550000*2.2334/405.71=52572N/mm由表10-7选定齿轮的齿宽系数；机械设计第八版 205页© a=1由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限3. 计算应力循环次数N=60Lhmj=60*405.71*1*(2*8*8*365)=1137286272N2=1137286272/9.29=214178205取接触疲劳寿命系数Khn=0.89, Khn=0

10、.895;机械设计第八版207页4. 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,所以K <7机械设计第八版HN2. 111112 =492.25 s205页5. 计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆的直径，带入.h中较小的值得d1t=59.15mm(1)计算圆周的速度V计算b得齿宽为59.15mm(3)计算齿宽和齿高之比模数 得 m为2.9575r齿高h 二 2.25m =2.25x2.95=6.63 mmtb/h=59.15/6.63=8.92 (4)计算载荷精度根据V=1.25m/s;7级精度，插图可知kv=1.01机械设计第八版194页直齿轮可得使用系数KA=1.

11、00，机械设计第八版193页用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，kH =1.423 ；查图可得KF =1.36故载荷系数K=1*1.01*1*1.423=1.437械设计第八版192页(5 )按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径得 d1=46.3mm(6)计算模数6. 按齿根弯曲强度设计（1）确定公式各计算数值1）查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限af日=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限a fe2=380 Mpa机械设计第八版209页2） 查表可得弯曲疲劳寿命系数 畑=0.86,畑2 =0.87 ;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4, 由式可得驾严=307

12、.14 Mpaf 1 K aa二 E JT1 =L F15° ：甞-236J4 Mpa y K aa=阳 2FE2 =L F2 s计算载荷系数KK=1*1.01*1*1.36=1.37查取齿形系数。查得 YFai =2.80YFa2 =2.12机械设计第八版200页6）查取应力校正系数。查表可得 YSa1 = 1.55Ysa2 =1.865机械设计第八版200页计算，小齿轮的 并加以比较。大齿轮 =1.55*1.865/236.14=0.0122小齿轮的数值大（2）设计计算。1.59并就近圆整为标准值m=2按接触强度计算得的分度圆直径 d1=46.3mm算出小齿轮数z仁46.3/2=

13、23.15取z1=24又满足了齿根大齿轮的齿数 z2=24*5.31=127 取128这样设计出的齿轮传动， 既满足了齿面接触疲劳强度，弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费4. 几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径d1=z1m =2*24=48mmd2=z2m =2*128=256mm2）计算中心距a=（48+256）/2=152mm（3）计算齿轮的宽度b=1*48=48mm七轴的设计与校核高速轴的计算。（ 1 ）选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下 :硬度为HBS= 220抗拉强度极限c B= 650MPa屈服强度极限° s= 360MPa弯曲疲劳极限1 = 270MPa剪

14、切疲劳极限t 1 = 155MPa许用弯应力c 1=60MPa二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知 ni= 405.17 r/mi n;pi=2.2334(KW);查表可取Ac=115;机械设计第八版370页表15-3dmi n=20.31mm三.轴的机构设计(1)拟定轴上零件的装配方案 如图，从右到左依次为轴承、轴套、小齿轮1 、 轴承、轴承端盖、带轮苗肄2址1Vi verviii(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. 轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，考虑有键槽，将直 径增大5%则取d仁21 mm为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压 在端面上，故I段的长度应比带轮

15、的宽度略短一些，取带轮的宽度 为50 mm现取。I仁47mm带轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h=（0.070.1）d，取h=1.5mm 则 d2=23mm轴承端盖的总宽度为20 mm根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离l=30 mm，故取 l 2=50 mm2. 初步选择滚动轴承。 因为轴主要受径向力的作用， 一般情况下不 受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴d2=23mm故轴承的 型号为6005， 其尺寸为d=25mm,D=47mm,B=12m所以轴 d3=25mm,l3=12mm。3. 取齿轮距箱体壁间距离a= 10mm 考虑到箱体

16、的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离s,取s = 4mm则I 4二s+a=10+4=14m。取 d4=28mm4. 取做成齿轮处的轴段的直径 d5=30mm， l 5=48mm5. 由于对称可知， d6=28mm， I 6=14mm6. d7=25mm.I7=12mm 至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键 （详细的选择见后面的键的选 择过程）（3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键 （详细的选择见后面的键的 选择过程）(4) 确定轴上的倒角和圆角尺寸参考课本表15- 2,取轴端倒角为1 X 45

17、76;，各轴肩处的圆角半径R=1.0mm(四)计算过程1. 根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6005深沟球轴承B=12mm简支梁的轴的支承跨距：L=l 1l 2+l 3+1 4+l 5+l 6+l 7=47+50+12+14+48+14+12=197mm2. 作用在齿轮上的力Ft=2T1/d 仁2*52572/48=2190.5NFr=Ft*tan20=2190.5*tan20=797NFn=Ft*cos20=2190.5/cos20=2331N计算支反力水平方向的艺M=0所以FNH1=Ft/2=2190/2=1095NFNH2=Ft/2=2190/2=1095N垂直方向的艺M=0有

18、FNV1=Fr/2=797/2=398.5NFNV2=Fr/2=797/2=398.5N水平面的弯矩M1=Fr*R1=797*24=19129N*mm垂直面弯矩M2=Fr*ln=398.5*44=17534N*mm合成弯矩得 M=295.49N*m3. 按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时， 通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面 （即危险截 面C）的强度。根据课本式15- 5及上表中的值，并扭转切应力为脉动 循环变应力，取a= 0.6，轴的计算应力得百=11.21Mpa已由前面查得许用弯应力（T- 1=60Mpa,故安全。4. 精确校核轴的疲劳强度截面A,H,皿，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴

19、肩及过渡配合所引 起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强 度较为宽裕地确定的，所以截面 A,H,皿，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和 V和VI处的过盈配合 引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面 C上的应力最大。截 面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用，同时 轴径也较大，故可不必作强度校核。截面 C上虽然应力最大，但应力 集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端）,而且这里轴的直 径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面 V的左侧即可，因为V 的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。八.低速轴的计算1. 轴的材料

20、选取选取45钢，调制处理，参数如下：硬度为HBS= 220抗拉强度极限。B= 650MPa屈服强度极限° s= 360MPa弯曲疲劳极限1 = 270MPa剪切疲劳极限t 1 = 155MPa许用弯应力c 1=60MPa2. 初步估计轴的最小直径轴上的转速门2功率R由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知 Ao=115 d=34.95mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的 直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取Ka=1.5选HL5型弹 性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径d仁36mm长度L= 6

21、2mm半联轴器 与轴配合的毂孔长度L=42,3. 拟定轴的装配方案晶经配合处讪止-皱币、哇f鬥涣4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度选取d1=36,L1=104m m因1-11轴右端需要制出一个定位轴肩，故取d2=45mm,初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承， 参照工作要求，由轴知其工作要求并根据d2= 45mm L2=50mr选取 单列圆锥滚子轴承33007型,由机械设计手册（软件版）R2.0查得轴承参数：右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取33215型轴承的定位轴肩高度 h=2mm因此，取 d3=55mmL3=14mm,d5=55mm丄5=14mm 因为低速轴

22、要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取做成 齿轮处的轴段的直径d4= 65mm L4=48mm,5. 轴上零件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择过程见后面的键选择）。6. 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表15 2,取轴端倒角为1X 45°,各轴肩处的圆角半径为R= 1.2mm轴承宽度中间计算支反力作用在低速轴上的 Fr=797N,Ft=2331N, 水平面的弯矩M1=Fr*R2=797*148=117956N*mm 垂直面弯矩M2=Fr*ln=398.5*44=17534N*mm合成弯矩得 M=1192N*m3. 按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核

23、时， 通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面 （即危险截 面C）的强度。根据课本式15- 5及上表中的值，并扭转切应力为脉动 循环变应力，取a= 0.6，轴的计算应力得 a =13.166 MPa已由前面查得许用弯应力a- 1=60Mpa,故安全。6. 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面A,H,皿，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引 起应力集中均将削弱轴的疲劳强度， 但由于轴的最小直径是按扭转强 度较为宽裕地确定的，所以截面 A,H,皿，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和 IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面

24、IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面V不受扭距作用，同时 轴径也较大，故可不必作强度校核。截面 C上虽然应力最大，但应力 集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端）,而且这里轴的直 径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右侧即可，因为 IV的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。九轴承强度的校核1.高速轴上的轴承校核寿命计划：两轴承受纯径向载荷P= F r =797nX=1Y=0从动轴轴承寿命:深沟球轴承6209,基本额定功负荷Cr=25.6KNft=1=31106ft CrL10h =60n2P63=10 256 1 1000 =10881201 60 117.58979

25、7预期寿命为：8年，两班制L=8X 300 X 16=384OOvL10h轴承寿命合格十.键的选择计算及校核（一）从动轴外伸端d=42,考虑键在轴中部安装故选键 10X40 GB/T1096-2003,F th 'Ib=16, L=50, h=10,选45号钢，其许用挤压力 p =100MPahld 8 30 364000TL = 4000 158-872 =82.75<则强度足够，合格（二）与齿轮联接处d=48mm考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上,钢，其许用挤压应力p =100MPa4000Tlhld= 4000 158.8728 35 48=45.392<则强度足

26、够，合格十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择1. 润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦、磨损和 发热，还可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨粒和降低噪声的作 用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮Vi= n din1/(60 X 1000)=3.14 X 48 X 405.7/(601000)=1.09m/s<2m/s低速齿轮V2= n d2n2/(60 X 1000)=3.14 X 256 X 76.39/(60 X 1000) 1.32m/s<2m/s由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附 性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。2. 润滑油的选择由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N20（工业齿轮油，轴承选 用ZGN- 2润滑脂。3. 密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成 轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡 圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在 梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封， 然后 用另一个零件压在毡圈油封上，以调整