皮带运输机传动装置

2设计任务书工作班制：两班运输机单项运转，工作平稳。设计计算及说明一、传动方案的拟定器。二、电动机的选择2、电机容量=60×1000×0.9/(3.14×300)=57.32r/min滚筒所需功率P=FV=1.8KWw1234531轴承的效率η=0.992直齿圆柱齿轮的传动效率η=0.973联轴器的效率η=0.994鼓轮上的传动效率η=0.965′×0.96=0.8246出功率P=P/η=1.8/0.82=2.20KwedW3、电动机额定功率P由已有的标准的电机可知，选择的电机的额定功率P=2.2Kw4、电动机的转速两级圆柱齿轮传动比i,i范围是3~6，则电动机的转速可选范围是：1031.7~623rminrmin0r/min的电动机都满足转速要求。min型额定功率(KW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)Y100L1-4Y90L-2通过比较，选用Y90L-2的电机，同步转速为3000r/min，满载转速为2840r/min，额定功三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为ni=m=2840/57.32=49.55nw2)分配各级传动比1为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i=1.1~1.4i；2345、计算传动装置的运动和动力参数n=n=2840r/min;0mn=n/i=2840/3=947r/min;Ι01nnIirmin;nⅢ=nⅡ/i3=197.29/3.4=58.02r/min;2)各轴输入功率P=P=2.2Kw;oedP=P×η=2.2×0.96=2.112Kw;Ιo1各轴输入转矩T=9550P/n=9550×2.2/2840=7.4N•m;oo0T=9550P/n=9550×2.11/947=21.28N•m;1ΙΙT3=9550PⅢ/nⅢ=9550×1.95/58.02=320.97N•m;四、传动零件的设计计算由第八版机械设计表8—7查得工作情况系数K=1.2故P=KP=1.2×2.2＝AcaA2.64kwca03、确定带轮的基准直径d并验算带速d1d12)验算带速VV=d11=3.143)计算大带轮的基准直径d=id=56×3=168mmdd1daa为220mm02)基准长度π(d-d)2πL=2a+(d+d)+d1d2=2×220＋×(56+160)＋(160－56)2／d002d1d24a20da≈a＋L－ddd0＝220＋(800-791.41)/2≈224mm02考虑各种误差a=a-0.015L=224-0.015×800=212mmminda=a+0.03L=224+0.03×800=248mmmaxd5、验算小带轮上的包角α由公式8-7α＝180°－(d－d)57.3/a=153.40°≥90°符合要求d2d11)计算单根带的额定功率Prd10010αL6=585.93N于是：P=(P+△P)kK=(0.332+0.04)×0.93×1.00=0.3441kw=585.93Nr00αLP2)z=ca=2.64/0.3441＝7.67Pr(2.5-K)P所以(F)=500×αca+qv20minKzvκ=37.63Nα(FP)min(FP)min=2z0min29、带轮的结构设计1)小带轮的结构设计0dmmd1d12)大带轮的结构设计n=947r/min选择大带轮的材料为HT200；Ιdmmdmm。dd2计算1)根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮2)传送设备的速度不高，故选用7级精度(GB10095—88)3)材料选择。小齿轮选用40Cr钢(调质)硬度为280HBS，大齿轮选用45钢(调质)4)试选小齿轮齿数Z＝24，大齿轮齿数Z＝iZ=115.2；取为115ab2a2、按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式(10—9a)试算，即d≥2.323KT1.u±1[ZE]tφuσdH(1)确定公式内的各计算数值1)试选K＝1.3t2)小齿轮传递的转矩T=21.28N•m13)由表10－7选取尺宽系数φ＝1d15)由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限＝600MPa；大齿Hlima轮的接触疲劳强度极限＝550MPa；Hlimb6)由式10－13计算应力循环次数N1＝60njLh＝60×947×1×(2×8×300×10)＝2.73×109N2＝N1/4.8＝5.69×1087)由图10－19查得接触疲劳寿命系数K＝0.890；K＝0.945HNaHNb8)计算接触疲劳许用应力取失效概率1％]，安全系数S＝1，由式(10－12)得σ＝534MPa[Ha]σ＝519.75MPaHb(2)试算小齿轮分度圆直径dtata3dH(3)计算圆周速度(4)计算齿宽b及模数mb=φd=1×38.18=38.18mmdtamat=1.59mmtZ24ah=2.25m=2.25×1.59mm=3.58mmtb/h=38.18/3.58=10.66(5)计算载荷系数KA载系数K=1.04；由表10—4插值法查得K=1.415VHFHαFα载荷系数K=K×K×K×K=1×1.04×1×1.415=1.472AVHαHβ(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10—10a)得K1.472ataK1.3d=dataK1.3tm=d/Z=39.79/24=1.66aa3.按齿根弯曲强度设计φφZ2dda1)计算载荷系数AVFαFβ(2)由图10—20c得σ=500Mpaσ=380MpaFEaFEb4)查取齿型系数由表10－5查得Y=2.65；Y=2.17FaaFab5)查取应力校正系数10－5查得Y=1.58；Y=1.80[]SaaS[]6)计算弯曲疲劳许用应力σFσ=Kσ=K/S=307.14MPaFaFNaFEa[]σ=K/S=241.57MPaFbFNbFEbσFam≥1.176mmm=1.5mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径da=39.79mm于是Z=d/m=39.79/1.5=26.53aaaba4.几何尺寸计算a=(Z+Z)m/2=117.75mmab2)、计算大、小齿轮的分度圆直径d=mZ=1.5×27=40.5mmaad=mZ=1.5×130=195mmbb4)、计算齿轮宽度b=φd=1×40.5=40.5mmda圆整后取B=50mm，B=45mmab1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)根据要求的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮2)传送设备的速度不高，故选用7级精度(GB10095—88)3)材料选择。小齿轮选用40Cr钢(调质+b表面淬火)齿面硬度约为280HBS，大齿轮选用45钢(调质)硬度为240HBS4)试选小齿轮齿数Z=22,大齿轮的齿数Z=75，b1c2、按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式(10—9a)试算，即d≥2.323KT2.u±1[ZE]tφuσdH(1)确定公式内的各计算数值1)试选Kt＝1.32)小齿轮的输入转矩为T=98.27N•m23)由表10－7选取尺宽系数φ＝1d15)由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ＝600MPa；大齿Hlima轮的接触疲劳强度极限σ＝550MPa；Hlimb6)由式10－13计算应力循环次数N1＝60nⅡjLh＝60×197.29×1×(2×8×300×10)＝5.68×108N2＝N1/3.4＝1.67×1087)由图10－19查得接触疲劳寿命系数K＝0.94；K＝0.97HNbHNc8)计算接触疲劳许用应力取失效概率1％]，安全系数S＝1，由式(10－12)得φ＝0.94×600MPa＝564MPaσ＝0.97×550MPa＝533.5MPaHc(2)计算tb1d≥2.32tb13KT2.u±1[Zd≥2.32tb13φuσdH13.4533.5=63.93mm(3)计算圆周速度m≥m≥v=tb12=(4)计算齿宽b及模数mb=φd=1×63.93=63.93mmdtb1d63.93m=tb1==2.906mmtZ22h=2.25m=2.25×2.906mm=6.538mmtb/h=63.93/6.538=9.78(5)计算载荷系数KmsA载系数K=1.02；由表10—4插值法查得K=1.422VHF由于为直齿圆柱齿轮由表10—3查得K=K=1HαFα故载荷系数K=KKKK=1×1.02×1×1.422=1.450AVHaH(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10—10a)得=63.93=63.933=66.30mmKd=d3Kb1tb1tm=d/Z=66.30/22=3.0143.按齿根弯曲强度设计σFφZ2db1231)计算载荷系数AVFαFβ2)由图10—20c得σ=500Mpaσ=380MpaFEb1FEc3)由图10—18取弯曲疲劳寿命系数K=0.89K=0.9FNbFNc4)查取齿型系数Fαb1Fαc5)查取应力校正系数由表10－5查得Y=1.57；Y=1.76Sαb1[]Sαc6)计算弯曲疲劳许用应力σFσ=Kσ/S=317.86[]Fb1FNb1[]σ=Kσ/S=244.29FcFNcFEcFb10m≥31×22×22m=2.5mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=66.3mm于是Z=d/m=66.3/25=22.52圆整为27bb1Z=20则Z=μZ=3.4×27＝91.8圆整为92bcb14.几何尺寸计算a=(Z+Z)m/2=148.75mmb1c2)、计算大、小齿轮的分度圆直径d=mZd=mZ=230mmcc4)、计算齿轮宽度b=φd=67.5mmdb1d=mZ=67.5mm计算P=2.112Kwn=947r/minT=21.28N.m111小轴的直径圆整后取B=75mm，B=70mmbcPd≥A31＝15.02mmFt==1050.86NdFr=Ft=382.5N(α=20o)1)拟定轴上零件的装配方案，如图从左到右(1)第一段轴用于安装带轮，外形尺寸为:20×40mm，即直径为20mm，长度为40mm。(2)第二段轴肩用于对带轮进行轴向固定，取直径为22mm，长度为32mm。(3)第三段用于安装深沟球轴承6305，取直径为25mm,长度为15mm,比轴承内圈要(4)第四段为轴肩，为深沟球轴承进行轴向定位，直径为30mm，长度为90mm.(5)第五段为小齿轮，齿轮采用齿轮轴的形式，直径为40.5mm，长度为50mm。(6)第六段为一轴肩，对轴承6311进行轴向定位，直径为30mm，长度为10mm。(7)第七段安装轴承6305，直径为25mm，长度为17mm。4．载荷分析将带轮的压轴力FP看作水平。(1)弯矩在水平面内FP=1.5(FP)min=878.895NFt=1050.86N求得支反力F=1407.23NF=522.52NNH2HBM=22990.9N.mmHC在铅垂面内Fr=382.5N支反力F=91.47NF=291.03NVCM=0VB(2)转矩5.校核轴的强度e MT[]σca=W=0.1×253=33.63MPa〈σ_1=60MPa1.找出输入轴上的功率P、转速n和转矩T222P=2.03Kwn2=197.29r/minT2=98.27N.m20P2.03d≥A32＝1153=25.01mmn197.292(1)小齿轮b上的受力情况1F=1=10825Nt1d1F=Ftanα=1059.8N(2)大齿轮b上的受力情况(与一级传动小齿轮相似)F=1050.86NF=382.5N1)拟定轴上零件的装配方案由于此图未要求校核所以省略截图(1)、第一段轴用于安装轴承6306,取直径为30mm，长度为53.5mm。用一套筒对轴承和小齿轮进行轴向定位，套筒的外径为37mm。(2)、第二段轴用于安装小齿轮，取直径为33mm，长度为73mm。长度比小齿轮的轮毂mm(3)、第三段为轴肩，直径为36mm，长度为6mm。作用是对两个齿轮进行分隔并轴向(4)、第四段轴用于安装大齿轮，直径为33mm，长度为43mm。(5)、第五段轴用于安装轴承6306，取直径为30mm，长度为54.5mm。并装套筒，外径4．载荷分析(1)弯矩在水平面内=M=MF=2=2911.7Nt1dF=1050.86N求得支反力F=-2168.8NF=-1793.8NNH2HAM=78927.2N.mmHB在铅垂面内F=1059.8Nr1F=382.5N求得支反力F=590.22NFNV2=87.08NvAVB(2)转矩5.校核轴的强度eMMT)2eMM145.13×1000[]dσ=ed以认为轴Ⅱ安全。Ⅲ轴1、求轴上的功率P=1.95n=58.02r/min3332、初步确定轴的最小直径0P1.95d≥A33＝1153=37.11mm0n58.023输出轴的最小直径为安装联轴器处的轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩T=KT,由表14—1，考虑转矩变化小，故取K=1.3caA3AT=KT=1.5×320.97=481.5N.McaA3联轴器与毂孔的长度为L1=84mm为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端选1)拟定轴上零件的装配方案由于此图未要求校核所以省略截图(1)、第一段轴用于安装联轴器和深沟球轴承二者之间用一套筒隔开,套筒外径 (2)、第二段轴用于对轴承轴向定位，取直径为48mm，长度为50mm。 3)、第三段轴肩用于定位齿轮，直径为52mm，长度为13mm。 mm度33mm。律得，F=2911.7NtFr=1059.8N,列计算结果如下图和下表。垂垂直面VF783.1NH1M=122391N.mm1F=-1128.6NH2F=-649NF=-410.79NNVNV12M=4180.5N.mmV荷反力弯矩M总弯矩水平面HTT=320970N.mm矩5、按弯扭组合应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上受力最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的强度。σ==26.79由表15—1查得45钢调质处理的σσ==26.79由表15—1查得45钢调质处理的σ=60Mpaca[]W即σ<σ所以安全。轴承的选择和计算选择恰当的直径系列。配合的轴F(N)rP(N)C(N)C(N)091.47.142.52291.03.142911.750.8410.790.8从上表可以确定轴承在预期寿命里是安全的。联接的选择和计算选择用平键，且材料