带式输送机传动装置设计书

1、带式输送机传动装置设计书设计题目:输送带工作拉力F=2300N;输送带工作速度V=1.5m/s;滚筒直径D=400mm;每日工作时数T=24h;传动工作年限a=5;拟定、分析传动装置的设计方案设计如下图带传送装置:1电动机；2V带传动；3单级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5一滚筒;6输送带三.选择电机，计算传动装置的运动个动力参数1 .选择电动机(1) .选择电动机类型按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电机。(2)。选择电动机的功率工作机所需要的电动机输出功率为Pd=Pw/y)Pw=Fv/(1000ww)所以Pd=Fv/(1000xwT)由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率

2、)为WTw=T1Xt2Xt3Xt3Xt4Xt5Xt6查指导书P6,表2.311=0.9622=0.9733=0.9944=0.9745=0.9866=0.96WWw=0.96x0.97x0.99x0.99x0.97x0.98x0.96=0.83Pd=2300X1.5/(1000X0.83)=4.16kw卷筒轴工作转速为nw=60X1000X1.5/(3.14X400)r/min=71.7r/min按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1=24,单级齿轮传动比i2=35,则合理总传动比的范围为i=(620),故电动机转速的可选范围为nd=(620)X71.7=(430.21434)r/mi

3、n查指导书附录8,有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见卜表。力杀电动机型号额定功率电动机转速/(r/min)传动装置的总传动比同步速度满载速度1Y132M2-65.5100096013.42Y132s-45.51500144019.53Y160M2-85.575072010.0综合考虑电动机和传动装置的尺、重量记忆带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：方案1比较适中，比较适合；方案2转速较高，但总传动比大,传动装置尺寸较大；方案3,电动机转速低，外廓尺寸较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。综合各因素，选方案1比较好。参考设计书，可取发

4、动机与V带间的传动比i1=3单级圆柱齿轮间的传动比i2=4.52计算传动装置的运动和动力参数(1),各轴转速轴I:nI=nm/i1=960/3=320(r/min)轴n：nn=ni/i2=320/4.5=71.1(r/min)卷筒轴：nw=nn=71.1(r/min)(2),各轴输入功率轴I:PI=PdX41=4.16X0.96=4(kw)轴n：Pn=Pixt2xt3xt3=4x0.92X0.99x0.99=3.8(kw)卷筒轴：Pw=PnxT4XT5X66=3.8X0.97X0.98X0.96=3.47(kw)(3),各轴输入转矩计算电动机轴的输出转矩TdTd=9550Pd/nm=9550X

5、4.16/960=41.4(N.M)轴I:TI=9550XPI/nI=9550X4/320=119.4(N.M)轴n：tn=9550xPn/nn=9550x3.8/71.1=510.4(n.m)卷筒轴：Tw=9550XPw/nw=9550X3.47/71.1=466.1(N.M)运动和动力参数的计算结果列于下表：轴名参数电动机轴I轴n轴卷筒轴转速n/rr/min)96032071.171.1输入功率P/kw4.1643.83.47输入转矩T/(N.M)41.4119.4510.4466.1传动比i效率T30.964.50.9710.96四.传动零件的设计(一)V带传动的设计计算项目计算过程结果

6、1.设计功率Pd由表6-5查得公况系数KA=1.2,则Pd=5.5X1.2kw=6.6kwPd=6.6kw2.选定带型由Pd=6.6kw,n1=960r/min查图6-10，选B型V带选B型V带3.确定带轮基准直径dd1,dd2参考表6-6表6-7及图6-10取dd1=160mmdd2=dd1Xi1X41=160x3X0.96=460.8mm由表6-7取dd2=500mmdd1=160mmdd2=500mm4.带速VV=ttdd1n1/(60X1000)=3.14x160X960/(60X1000)=8.04(m/s)V=8.04(m/s)5.初定中心距ao0.7(dd1+dd2)<a0

7、<2(dd1+dd2)即462<a0<1320初定中心距a0=800mma0=800mm6.带的基准长度Ld(d-d,.)2Ld2%(dd1dd2)d1-2672.3mm24a。查表6-2,取Ld=2800mmLd=2800mm7.实际中心距aa=a0+(Ld-Ld')/2=864mm8648.小带轮包角a11180(dd2dd1)*57.3157aa1=1579.单根V带额定功率P1由dd1=160mmn1=960r/min查表6-4可知P1=2.78kwP1=2.78kw10.额定功率增量4P1由表6-8得4P1=0.3kwP1=0.3kw11.V带根数zzPd(

8、RR)KKl由表6-9查得Ka=0.93Kl=1.05则带入数据得z=2.19z=2取整z=212.单根v带初拉力F0(2.5K)Pdo2/八5彳、Fo500-qv(公式1)Kzv查表6-1得q=0.17kg/m则算F0=357.5NF0=357.5N13.轴压力FqFq2ZF°sin1401N2Fq=1401N（二）齿轮的设计计算过程和说明结果一.选择齿轮材料、热处理、精度等级软齿曲传动因传递功率小大，转速/、局，选用软齿面传动，米用按疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核的设计方法。1.表7-2,选小齿轮：45钢，调制，硬度240HB大齿轮：45钢，正火，硬度190HB小齿轮：45钢，

9、调制,硬度240HB大齿轮：45钢，正火，硬度190HB2.选择精度等级选8级精度8级精度二.按齿面疲劳强度设计3；2KTu1ZhZe、2d1tJ(1)duHKt=1.31.初选载荷系数Kt=1.32.计算小齿轮名义转矩T1T1>9.55x10XP1/n1=120000(N.mn)T1=120000N.mm3.由表7-7选取齿宽系数d=1d=14.选择齿数选Z1=25贝UZ2=25X4.5=112.5mm取整Z2=113之比U=Z2/Z1=113/25=4.52误差分析：U=(4.52-4.5)/4.5=0.44%,在工程允许范围内Z1=25Z2=1135.查图7-15,节点区域系数ZH

10、=2.5ZH=2.56.表7-6,查取弹性系数ZE189.8v'MpaZe189.8v'Mpa7.许用接触应力HH=ZnHlim1SHHlim1=570MPaHlim2=520MPa(1)选取接触疲劳极限Hlim1,由图7-19得Hlim1=570MPaHlim2=520MPa(2)计算应力循环次数N1=60X320X1.0X24X5X365=8.41108N2=N1/4.52=1.86108N1=8.41108N2=1.86108(3)查取接触疲劳强度寿命系数，由图7-21得Zni=1ZN2=1.14Zni=1Zn2=1.14(4)选取接触应力最小安全系数Sh=1Sh=1(5

11、)计算许用接触应力H1=ZN-H570MPaSHH2=ZN2Hlim1592.8MPaSH取h=H2=592.8MPah=592.8MPa8计算小齿轮直径d1t由之前的公式1.可得出d1t>62.5mmd1t=62.5mm9.确定载荷系数kK=KaKvKaKKa=1(1)查表7-5,KA=1(2)查取动载系数Kv(图7-8)圆周速度Vi=3.14X62.5X320/(60X1000)=1.05(m/s)VXZ1/100=0.26则可查得Kv=0.53Kv=0.53(3)查图7-11齿向载荷系数K=1.09K=1.09(4)查图7-12齿间载荷分布系数Ka外啮合直齿：1=1.88-3.2(

12、1/Z1-1/Z2)=1.72查图得Ka=1.2K=1x0.53x1.09x1.2=0.693K=0.69310.修正小齿轮分度圆直径d1=d1ti50.63mmkd1=50.63mm三.确定主要几何参数1.模数m=d1/Z1=50.63/25=2.03由表4-2,m=2m=22.分度圆直径d1=mZ1=2X25=50mmd2=mZ2=2x113=226mmd1=50mmd2=226mm3.中心距a=m(Z1+Z2)/2=2X(25+113)/2a=138mm4.b=1x50=50mm则b2=50mm可取b1=60mmb2=50mmb1=60mm四.弯曲疲劳强度校核2KT1f=YFaYsa&l

13、t;fbd1m1.查取齿形系数YFa(图7-17)YFa1=2.62YFa2=2.15YFa1=2.62YFa2=2.152,查取应力修正系数Ysa(图7-18)Ysa1=1.59Ysa2=1.82Ysa1=1.59Ysa2=1.823.许用弯曲应力F】Flim1f=SFYN1(1)查取Flim(Flim1=430MPa图7-20)Flim2-320MPaFlim1-430MPaFlim2-320MPa(2)查取弯曲疲劳强度系数YN(YN1=YN2=1图7-22)YN1-YN2-1(3)选取弯曲最小安全系数SF-1.4f1-430X1/1.4-307MPaf2-320X1/1.4-228MPa

14、SF-1.4f1-307MPaf2-228MPa4.校核弯曲疲劳强度F1-2.62X1.59X2X0.693X1.2X2)-115.5MPavf1F2-115.5X2.15X1.82/(2.62Xf2100000/(50X60X1.59)-108.5MPav弯曲疲劳强度满足强度条件通过1 .小齿轮尺寸设计根据表4-3，小齿轮齿顶圆直径Da=54mm因此设计为齿轮轴则小齿轮为最简单的齿轮齿顶高ha=2mm齿根高hf=(1+0.25)x2=2.5mm齿顶圆直径da=54mm齿根圆直径df=(25-2-2X0.25)X2=45mm2 .大齿轮尺寸设计由于大齿轮da=226mn<200,500之

15、间故可选腹板式圆柱齿轮，首先需设计出与之联接的轴n(三)轴n的设计1 .选择轴的材料查表10-1.选45号钢，正火处理，(Tb=600Mpa2 .按扭转强度初步计算轴径查表10-3查取A=120.带入下式dc31203)-3.845.2mm,n.71.1.轴此处开有一个键槽，则将轴径增大5%即45.2X105%=47.46mm查标准手册选d=48mm3.轴的结构设计1)结构草图确定轴上零件数4个确定轴上零件位置W呵pw确定轴的形状阶梯轴2)轴上零件的定位方式齿轴：用轴环和套筒做轴向固定，用平键和过盈配合作周向固定。左轴承：用轴环和有过盈的过渡配合固定。右轴承：用套筒和有过盈配合的过渡配合固定。

16、联轴器：轴肩作轴向固定，周向用平键按要求绘制结构草图，设计书后附。3) 确定轴的尺寸确定轴的各段直径d1,由于d=47.46,圆整为d1=48mmd2,查表10-2得a=0.07d1贝Ud2=d1+0.14d1=1.14X48=54.74mm取d2=55mmd3,查指导书附录10轴承型号为6212,即d3=60mm,B=22mmd4,查表10-2得a=0.07d3贝Ud4=d3+0.14d3=68.4mm取整d4=68mmd5,查表10-2得a=0.07d4则d5=d4+0.14d4=77.52mm取整d5=78mm宽度b=1.4a=6.7mm,取b=7mm考虑轴承装拆，将左端轴承轴肩定位高度

17、定位d6=60mm（2）确定各段长度根据齿保持一定的间隙，L”=1020mm取L”=15mm,L'=5mm齿轮毂宽50mm取间隙为2mm则L1=50-2=48mm轴颈L2=2+L"+L'+B=2+15+5+22=44mm轴身L3=50经验参数联轴器处的长度查附录9得L4=84mm（设计说明书后附联轴器图及尺寸）L5=L"+L'b=15+57=13mm总跨度L=B/2+L5+b+L1+L2B/2=13+7+48+44=112mm4按弯扭矩组合校核轴的强度（后附图）求轴的作用力，绘制轴的空间受力图（a）从动轮上的转矩T=9550XP/n=9550X3.8

18、/71.1=510.4N.m齿轮受的圆周力Ft2=2000T/d2=2000X510.4/226=4517N齿轮受的径向力Fr2=Ft2Xtg20=4517X0.364=1644N做垂直平面内的弯矩图（b）,求支点反力：Rav=RBv=Fr2/2=1644/2=822ND点最大弯矩：MDV=RavXL/2=822X0.112/2=46N.m作水平面弯矩图（c）,求支点反力：Rah=Rbh=Ft2/2=4517/2=2259ND点最大弯矩：Mdh=RahKL/2=2259X0.112/2=127N.m合成弯矩图（d）最大合成弯矩在D处，其值为：MD,Mdv2Mdh2.4621272135.1Nm

19、作扭矢I图（e）。扭矩T=510.4N.m作当量弯矩图（f）最大当量弯矩在D点处，因是单向跳动，扭矩可以认为是按脉动循环变化，故=0.6,则：MDe<Md2（T）2v1135.12（0.6510.4）2334.7Nm确定最大当量弯矢I处的轴径，即D点处的轴径。查表10-1和表10-4查得许用弯曲应力1b=55MPa带入式d39.3mm31000MDe_31000334.70.1【1小一0.155考虑此处有一键槽，将直径增大5%即d=39.3x1.05=41.3mm<68mm而实际D点处的直径为68mm强度足够。综合上述，此轴的强度足够。五.轴承的校核初选轴承型号为6212,机械技术

20、基础P249计算寿命公式C=47.8kNLh61060nfrC16667frCfpPnfpP其中查表=311-10,fT=0.9查表11-11,fP=1.3由之前校核轴强度时，计算了支点反力则轴承所受的径向载荷为Fr=rAhrAh22C=.0.8222.2592.4KNP245,计算当量动载荷公式P=XFr+YFa查表11-8可得：X=1,Y=0贝UP=1X2.4=2.4kN代入数据Fr=5581364h>5X365X24h故型号为6212深沟球轴承符合要求大齿轮尺寸设计由于大齿轮da=230mm&200,500之间故可选腹板式圆柱齿轮，首先需设计出与之联接的轴n由于轴II()的

21、尺寸已经设计出来，可以由表7-11计算出大齿轮的尺寸如下：由于轴头直径d4=68mm则可知d2=1.6d=1.6X68=109mm由于1012,取=10mmd0=0.5(da-2+d2)=0.5x(230-20+109)=160mmd1=0.25(da-2-d2)=0.25x(230-20-109)=25mmc=0.3b=0.3X50=15mmn=0.5m=1r5mm(四)齿轮轴的设计1 .选择轴的材料查表10-1.选45号钢，正火处理，(Tb=600Mpa2 .按扭转强度初步计算轴径查表10-3查取A=120.代入下式dc3P1203428mm,n320二轴此处开有一个键槽，则将轴径增大5%

22、即28X105%=29.4mm查标准手册选d=30mm3.轴的结构设计3)结构草图确定轴上零件数4个确定轴上零件位置丽HD轴承.轴器确定轴的形状阶梯轴4)轴上零件的定位方式齿轴：用轴环和套筒做轴向固定，用平键和过盈配合作周向固定。左轴承：用轴环和有过盈的过渡配合固定。右轴承：用套筒和有过盈配合的过渡配合固定。联轴器：轴肩作轴向固定，周向用平键按要求绘制结构草图，设计书后附。5）确定轴的尺寸确定轴的各段直径di,由于d=29.4,圆整为d1=30mmd2,查表10-2得a=0.07d1贝Ud2=d1+0.14d1=1.14X30=34.2mm取d2=34mmd3,查指导书附录10轴承型号为620

23、8,即d3=40mm,B=18mmd4,直表10-2得a=0.07d3则d4=d3+0.14d3=45.6mm取整d4=46mmd5,套表10-2得a=0.07d4贝Ud5=d4+0.14d4=52.44mm取整d5=52mm宽度b=1.4a=4.5mm,取b=5mm考虑轴承装拆，将左端轴承轴肩定位高度定位d6=46mm（2）确定各段长度根据齿保持一定的间隙，L”=1020mm取L”=10mm,L'=5mm齿轮毂宽60mm取间隙为2mm则L1=50-2=48mm轴颈L2=2+L"+L'+B=2+10+5+18=35mm轴身L3=30经验参数联轴器处的长度查附录9得L4

24、=44mm（设计说明书后附联轴器图及尺寸）L5=L"+L'b=10+55=10mm总跨度L=B/2+L5+b+L1+L2B/2=10+5+48+35=98mm按弯扭矩组合校核轴的强度（后附图）求轴的作用力，绘制轴的空间受力图（a）从动轮上的转矩T=9550XP/n=9550X4/320=119.3N.m齿轮受的圆周力Ft2=2000T/d2=2000X119.3/50=4772N齿轮受的径向力Fr2=Ft2Xtg20=4772X0.364=1737N做垂直平面内的弯矩图（b）,求支点反力：rAV=RBV=F2=1737/2=869ND点最大弯矩：MDV=RavXL/2=869

25、X0.098/2=42.6N.m作水平面弯矩图（c）,求支点反力：RAH=R3H=Ft2/2=4772/2=2386ND点最大弯矩：MDH=RAFHXL/2=2386X0.098/2=117N.m合成弯矩图（d）最大合成弯矩在D处，其值为：MdMdv2Mdh2.42621172125NmL_z£l_zV1_<II作扭矢I图(e)。扭矩T=119.3N.m作当量弯矩图(f)最大当量弯矩在D点处，因是单向跳动，扭矩可以认为是按脉动循环变化，故=0.6,则：MDeMd2(T)271252(0.6119.3)2144Nm确定最大当量弯矢I处的轴径，即D点处的轴径。查表10-1和表10-4查得许用弯曲应力=55MPa1b带入式d31000MDe=3100014429.7mm0.1【1h0.155考虑此处有一键槽，将直径增大5%即d=29.7x1.05=31.2mm<46mm而实际D点处的直径为46mm强度足够。综合上述，此