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 一 设计题目： 输送带工作拉力 F=2300N； 输送带工作速度 V=s; 滚筒直径 D=400 每日工作时数 T=24h； 传动工作年限 a=5； 二 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； 2 3 单级圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 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） 按已知的工作要求和条件，选用 （ 2）。选择电动机的功率 工作机所需要的电动机输出功率为 w/ v/（ 1000w） 2 所以 v/（ 1000 由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 w=1 2 3 3 4 5 6 查指导书 1= 2 = 3 =4 =5 = 6= w=d=2300 1000 =筒轴工作转速为 0 1000 400） r/推荐的合理传动比范围，取 V 带传动的传动比 4,单级齿轮传动比 5，则合理总传动比的范围为 i=（ 6 20），故电动机转速的可选范围为 620） （ 1434） r/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下表。 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速 /（ r/ 传动装置的总传动比 同步速度 满载速度 1 000 960 500 1440 50 720 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，可取发动机与 V 带间的传动比 单级圆柱齿轮间的传动比 计算传动装置的运动和动力参数 （ 1），各轴转速 轴： n =nm/60/3=320（ r/ 轴： n =n /20/r/ 卷筒轴： n =r/ 3 （ 2），各轴输入功率 轴： P =1=（ 轴： P = P 2 3 3=4 卷筒轴： P 4 5 6= （ 3），各轴输入转矩 计算电动机轴的输出转矩 d=9550Pd/550 60= 轴： T =9550 P / n =9550 4/320= 轴： T =9550 P / n =9550 卷筒轴： 550 550 运动和动力参数的计算结果列于下表： 轴名 参数 电动机轴 轴 轴 卷筒轴 转速 n/（ r/ 输入功率 P/入转矩 T/（ 960 20 4 动比 i 效率 3 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 1. 设计功率 表 6得公况系数 d=. 选定带型 由 60r/图 6 带 选 带 4 3. 确定带轮基准直径考表 660mm 1=160 3 表 600mm 60mm 00带速 V V= 60 1000） =160 960/（ 60 1000）=m/s） V=m/s） 5. 初定中心距 2（ 462 1320 初定中心距 00mm 00. 带的基准长度 0212210 4)()(22d 表 6 800d=2800. 实际中心距 a a /2=86464 8. 小带轮包角 1 (18 0 121 157 1=157 带额定功率 6060r/表 61=1=表 6 根数 z ( 11d由表 6 =L=带入数据得 z= 整 z=2 z=2 5 初拉力 00 （公式 1） 查表 6q=m 则算 0=Q 2s 0Q 401N 401N （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 软齿面传动 因传递功率不大，转速不高，选用软齿面传动，采用按疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核的设计方法。 1. 表 7小齿轮： 45 钢， 调制，硬度 240齿轮： 45 钢，正火，硬度 190齿轮： 45 钢，调制，硬度 240齿轮： 45 钢，正火，硬度 190. 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 231 )(12 t=1 10 P1/20000 （ 取齿宽系数d=1 d=1 选 5 则 5 1=25 13 6 取整 13 之比 U 实 =1=113/25=差分析： U=（ ，在工程允许范围内 点区域系数 H=取弹性系数 M H H= 70 20 1） 选取接触疲劳极限 由图 7 70 20 2） 计算应力循环次数 0 320 24 5 365=10 1/10 10 10 （ 3） 查取接触疲劳强度寿命系数，由图 7 4）选取接触应力最小安全系数 （ 5）计算许用接触应力 1H = H 570Z 1 2H = 取 H = 2H = = 计算小齿轮直径 之前的公式 k K= （ 1）查表 7 （ 2）查取动载系数 7 圆周速度 320/（ 60 1000） =m/s） 7 V 00=可查得 3）查图 7向载荷系数 K= 4） 查图 7间载荷分布系数 1=1/2） =图得=1 = 确定主要几何参数 1. 模数 m=1=5=表 4m=2 m=2 2. 分度圆直径 d1= 25=50mm d2= 113=226mm 0mm 26. 中心距 a=m(2)/2=2（ 25+113） /2 a=138齿宽 b=1 50=50 0 可取 0mm 0 0 弯曲疲劳强度校核 F = F 1. 查取齿形系数 7 查取应力修正系数 7 F = 8 （ 1） 查取 （图 7 =430=320=430=320 2） 查取弯曲疲劳强度系数 7 （ 3） 选取弯曲最小安全系数 1=430 1/07 2=320 1/28F= 1=307 2=228 2 100000/（ 50 602） =F 1 = 2 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齿轮齿顶圆直径 4此设计为齿轮轴 则小齿轮为最简单的齿轮 齿顶高 根高 1+ 2=顶圆直径 4根圆直径 25 2=45. 大齿轮尺寸设计 由于大齿轮 26 200,500之间 故可选腹板式圆柱齿轮，首先需设计出与之联接的轴 （三） 轴的设计 1. 选择轴的材料 查表 5 号钢，正火处理， b=600. 按扭转强度初步计算轴径 查表 10= 9 3 轴此处开有一个键槽，则将轴径增大 5%，即 105%=标准手册选 d=481） 结构草图 确定轴上零件数 4个 确定轴上零件位置 轴承 齿轮 轴承 联轴器 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。 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 于 d=整为 8 表 10a= d2=48= 5 指导书附录 10 轴承型号为 6212，即 0 B=22 查 表 10a= d4=整 8 查 表 10a= d5=10 取整 8度 b= b=7考虑轴承装拆，将左端轴承轴肩定位高度定位 0 2）确定各段长度 根据齿保持一定的间隙， L” =1020 L” =15 L =5轮毂宽 50取间隙为 2则 08轴颈 + L” + L +B=2+15+5+22=44轴身 0 经验参数 联轴器处的长度查附录 9 得 4设计说明书后附联轴器图及尺寸） L” + L b=15+5 7=13 总跨度 L=B 2+L5+b+2 B 2=13+7+48+44=112 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=9550 P/n=9550 轮受的圆周力 000T/000 26=4517N 齿轮受的径向力 517 644N 做垂直平面内的弯矩图（ b），求支点反力： =1644/2=822N D 点最大弯矩： L/2=822 = 作水平面弯矩图（ c），求支点反力： =4517/2=2259N D 点最大弯矩： L/2=2259 = 合成弯矩图（ d） 最大合成弯矩在 值为： 22 作扭矩图（ e）。扭矩 T= 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 =： 45 1 0 . 5T 2222（）（ 确定最大当量弯矩处的轴径，即 11 查表 100=55入式3 1000 【 = 考虑此处有一键槽，将直径增大 5%，即 d= 365 24h 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 30 200,500之间 故可选腹板式圆柱齿轮，首先需设计出与之联接的轴 由于轴 的尺寸已经设计出来，可以由表 7算出大齿轮的尺寸如下： 12 由于轴头直径 8可知 68=109于 10 12，取 =10mm += 23009） =160mm = 230=25mm c=50=15mm n= r 5 四）齿轮轴的设计 1. 选择轴的材料 查表 5 号钢，正火处理， b=600查表 10=3 轴此 处开有一个键槽，则将轴径增大 5%，即 28 105%=标准手册选 d=303） 结构草图 确定轴上零件数 4个 确定轴上零件位置 轴承 齿轮 轴承 联轴器 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。 13 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 于 d=整为 0 表 10a= d2=30= 4 指导书附录 10 轴承型号为 6208，即 0 B=18 查 表 10a= d4=整 6 查 表 10a= d5=整 2度 b= b=5考虑轴承装拆，将左端轴承轴肩定位高度定位 6 2）确定各段长度 根据齿保持一定的间隙， L” =1020 L” =10 L =5轮毂宽 60取间隙为 2则 08轴颈 + L” + L +B=2+10+5+18=35轴身 0 经验参数 联轴器处的长度查附录 9 得 4设计说明书后附联轴器图及尺寸） L” + L b=10+5 5=10 总跨度 L=B 2+L5+b+2 B 2=10+5+48+35=98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=9550 P/n=9550 4/320=轮受的圆周力 000T/000 0=4772N 齿轮受的径向力 772 737N 14 做垂直平面内的弯矩图（ b），求支点反力： =1737/2=869N D 点最大弯矩： L/2=869 = 作水平面弯矩图（ c），求支点反力： =4772/2=2386N D 点最大弯矩： L/2=2386 = 合成弯矩图（ d） 最大合成弯矩在 值为： 22 作扭矩图（ e）。扭矩 T= 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 =： 1 4 41 1 9 . 5T 2222（）（ 确定最大当量弯矩处的轴径，即 查表 100=55入式3 1000 【 = 441000 考虑此处有一键槽，将直径增大 5%，即 d= 365 24h 故型号为 6207深沟球轴承符合要求 (五 )键的设计和校核 1）查标准，根据轴径以及键工作环境，选择圆头普通平键 初选尺寸为 b=20mm h=12=56）查表 9【 p= p=100N/其中，键的工作长度 l=66 扭矩 T=直径 d=68【 p= 4 1000 68 12 36） =00 则，经校核该平键联接的强度足够 . I 轴与联轴器联接键 1）查标准，根据轴径以及键工作 环境，选择圆