设计带式输送机传动装置

1、目录一、设计任务书二、总体方案设计1传动方案分析2. 电动机的选择3. 传动比分配4. 传动系统的运动和动力参数三、传动零件的设计计算1. 带传动的设计2. 齿轮传动的设计3. 轴的结构设计及计算4. 校核设计任务书1. 设计题目：带式输送机传动装置（简图如下）原始数据:参数题号12345输送带工作拉力F/N23002100190022002000输送带工作速度v/（m/s）1.51.61.61.81.8滚筒直径D/mm400400400450450每日工作时数T/h2424242424传动工作年限/a55555注：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差为土5

2、%2. 设计工作量： .设计说明书1份 .减速器装配图1张（A0或A1） .零件工作图13张本组设计选第5组数据、总体方案设计1传动方案分析在分析传动方案时应试注意常用机械传动方式的特点及在布局上的要求：1) 带传动平稳性好，能缓冲吸振，但承载能力小，宜布置在高速级；2) 链传动平稳性差，且有冲击、振动，宜布置在低速级；3) 蜗杆传动放在高速级时蜗轮材料应选用锡表铜，否则可选用铝铁青铜；4) 开式齿轮传动的润滑条件差，磨损严重，应布置在低速级；5) 锥齿轮、斜齿轮宜放在调整级。传动方案简图：该方案的优点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机

3、属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜、标准化程度高，大幅度降低了成本。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求、适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2. 电动机的选择(1) 选择电动机按已知的工作要求和条件，选用Y132M26电动机。(2) 选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为Pd=Rv/nPw=FV/1000nw所以Pd=FV/1000nvn由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为n°nw=n1n2n3n4n5n6式中：ni、n2、n3、n4、n5、n6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴

4、的轴承及卷筒的效率。根据机械设计指导书P6表2.3得：各项所取值如下表：种类取值带传动V带传动0.96齿轮传动的轴承球轴承0.99齿轮传动8级精度的一般齿轮传动0.97联轴器十字滑块联轴器0.98卷筒轴的轴承球轴承0.99卷筒的效率0.962nnw=0.96x0.99x0.97x0.98x0.99x0.96=0.85所以Pd=FV/1000nwn=2000x1.8/1000x0.85kW=423kW(3) 确定电动机转速卷筒轴的工作转速nw=60x1000/nD=60x1000x1.8/nx450r/min=76.4r/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

5、齿轮传动比i2'=35,则合理总传动比的范围为i'=620,故电动机转速可选范围为nd=inw=(620)x76.4r/minnd=(4581528)r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，由机械设计指导书附录8附表8.1查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。万案电动机型号额定功率Ped/kW电动机转速/r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比带齿轮1Y160M285.57507209.4233.142Y132M265.5100096012.5734.193Y132S-45.51500144

6、018.853.55.385综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：方案1的电动机转速低，久廓尺寸及重量较大，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。方案3电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大。方案2适中，比较适合。因此，选定电动机型号为Y132M6，所选电动机的额定功率Ped=4kW满载转速n庐960r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。3. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速I轴：m=nmZi0=960/3r/min=320r/minU轴：nn=ni/i1=320/4.19r/min=76.4r

7、/min卷筒轴：nw=nn=76.4r/min(2) 各轴的输入功率I轴：Pi=Fdn01=4.23X0.96kW=4.06kWn轴：Pn=Fin12=Fin2n3=4.06X0.99X0.97kW=3.9kW卷筒轴：Pw=Pnn34=Pnn5n6=3.9X0.99X0.96kW=3.7kW(3) 各轴输入转矩电动机输出转矩：Td=9550XPd/nm=9550X4.23/960Nm=42.1NmI轴：Ti=Tdi0n01=42.1X3X0.96Nm=121.2Nmn轴：Tn=Tii1n12=Tii1n2n3=121.2X4.19X0.99x0.97Nm=487.7Nm卷筒轴：Tw=Tni2n

8、34=Tni2n5n6=487.7X1X0.99X0.96nm=Nm运动和动力参数的计算结果列于下表:轴参名数电动机轴I轴n轴卷筒轴转速n/(r/min)输入功率p/kW输入转矩T/Nm960320传动比i效率n31三、传动零件的设计计算1. 选择联轴器的类型和型号一般在传动装置中有两个联轴器：一个是连接电动机轴与减速器高速轴的联轴器，另一个是连接减速器低速轴与工作机轴的联轴器。前者由于所连接轴的转速较高，为了减小起动载荷、缓和冲击，应选用具有较小转动惯量的弹性联轴器，如弹性柱销联轴器等。后者由于所连接轴的转速较低，传递的转矩较大，减速器与工作机常不在同一底座上而要求有较大的轴线偏移补偿，因此

9、常选用无弹性元件的挠性联轴器，例如十字滑块联轴器等。根据设计的尺寸所选的联轴器有关数据如下表:d许用转矩/Nm许用转速/r/minDbDLS36,4050025060110160+2. 设计减速器外传动零件带传动的设计注：以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第三版第八章。(1) .确定计算功率Pc由表查得Ka=,由式得Pc=Kap=x=kW(2) 选取普通V带型号根据Pc=kW,n1=960r/min,由图选用B型普通V带。(3) 确定带轮基准直径ddi，dd2根据表和图选取dd1=140mmMdd1=140mm>d=125mm大带轮直径为dd2=n1dd1/n2=960X14

10、0/320mm=420mm按表选取标准值dd2=400mm则实际传动比i，从动轮的实际转速分别为i=dd2/dd1=400/140mm=n2=n1/i=960/r/min=336r/min从动轮的转速误差率为(336-320)/320X100%=5%在±5鸠内为允许值(4) 验算带速VV=ndd1n1/60X1000=nX140X960/60X1000m/s=s带速在525m/s范围内(5) 确定带的基准长度Ld和实际中心距a利用下式初步确定中心距a0(ddi+dd2)waoW2(ddi+dd2)即x(140+400)mnWao<2X(140+400)mm378mmwa0w10

11、80mm取a0=500mm2L0=2a0+n/2(ddi+dd2)+(dd2ddi)/4a0=2X500+n/2X(140+400)+(400140)2/(4X500)由表选取基准长度Ld=1800mm由式得实际中心距为a心a0+(LdL0)/2=500+(1800/2=459mm中心距a的变化范围为amin=aLd=(459X1800)mm=432mmamax=a+Ld=(459+X1800)mm=513mm(6) 校验小带轮包角a1由式得a1=180(dd2dd1)Xa=1800(400140)X/459=>1200(7)确定V带根数由式得Z>Pc/Po=Pc/(Po+AF0)

12、KaKL根据dd1=140mm，n1=960r/min，查表根据内插法可得：P0=+()X(960800)/(980800)kW取P0=由式得功率增量厶P0P0=Kbn1(11/Ki)由表查得Kb=X10-3根据传动比i=，查表得K=,则-3P0=X10-3X960X(11/)kW=kW由表查得带长度修正系数K=,由图查得包角系数Ka=得普通V带根数:z=/(+)XX圆整取z=4(8)求初拉力F。及带轮轴上的压力Fq由表查得B型普通V带的每米长质量q=m根据式得单根V带的初拉力为：2F0=500Pc/Ka1)/zv+qv=500XX(/1)/4X+X()2N由式可得作用在轴上的压力Fq为Fq=

13、2F°zsinai/2=2XX2N(9)设计结果选用4根B4000GB/T11541997的V带，中心距a=459mm带轮直径dd1=140mmdd2=400mm轴上压力Fq=2.齿轮传动的设计注：以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第三版第十章。(1) 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS因为是普通减速器，由表选8级精度，要求齿面粗糙度艮w(2) 按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式求出d1值。确定有关参数与系数： 转矩T1T1=X106XP/n1=X106X/320=X105N

14、-m 载荷系数K查表取K= 齿数z、螺旋角B和齿宽系数屮d小齿轮的齿数取为乙=25，则大齿轮齿数Z2=105,因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表选取屮d=1 许用接触应力ch由图查得cHlim1=560MPacHlim2=530MPa由表查得Sh=1N1=60njLh=60X320X1X(5X365X24)=X10888N2=N1/i=X10/=X10查图得Znt1=1Znt2=由式可得cfYnT1Flim1Sf1.3MPa210=560MPaZnT2(THlim2bf2=X560=MPa1=562MPam=d1z1=25=由表取标准模数m=2mm(3)计算主要尺寸d1=mz

15、1=2X25mm=50mmd2=mz2=2X105mm=210mmb=Wddi=1X50=50mm经圆整后取b2=50mmb1=b2+5mm=55mma=1/2m(z1+z2)=1/2X2X(25+105)mm=130mm(4)按齿根弯曲疲劳强度校核由式得出TF,如果TFWTf,则校核合格确定有关系数与参数: 齿形系数YF查表得YF1=YF2= 应力修正系数YS查表得YS1=YS2= 许用弯曲应力Tf由图查得tflim仁210MPat击2=190MPa由表查得SF=由图查得YNT1=YNT2=1YNT1TFlim1th1=SF210=MPa=162MPaYNT2THlim2tf2=SF190M

16、Pa=146MPa2KT故(TH=YhYS1bmizi42XXX10XX=MPa50X4X25=99MPavtfi=162MPa丫F2Ys2TF2=TF1YHYsi99XX=MPaX=92vtf2=146MPa齿根弯曲强度校核合格。(5) 验算齿轮的圆周速度VndiniV=m/s60X1000nX50X960=m/s60X1000=s由表可知，选8级精度是合格的。(6) 计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图略。3. 轴的设计注：以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第三版第十四章。I轴的设计(1) 选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选用45

17、钢并经调质处理。由表查得强度极限tB=650MPa再由表得许用弯曲应力t-1b=60MPa(2) 按扭转强度估算轴径根据表得C=10旷118。又由式得d>1071183任06mm=-mmV320考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%-5%取为。由设计手册取标准直径di=25mm（3）设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构开关，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定

18、位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。2）确定各轴段的直径如图所示，轴段1（外伸端）直径最小，di=25mm考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径，d2为30mm用相同的方法确定轴段3、4的直径d3=35mmd4=40mm为了便于拆卸左轴承，可查出6207型滚动轴承的安装高度为mm取d5=42mm3）确定各轴段的长度齿轮轮毂的宽度为50mm为了保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为48;为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁音应留有一定的间距，取该间距为15mm为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为17mm，并考虑轴承的润滑，取轴承端