带式输送机课程设计--带式输送机传动装置设计.docx

机械设计基础课程设计说明书设计题目： 带式输送机传动装置设计 专业班级：过控1201 2014年 6月 10 日目录一.设计任务2二.电动机选择3三.传动比分配3四.各轴的转速 转矩 功率4五.三角带传动设计5六.齿轮传动的设计6七.轴的设计10八. 滚动轴承的选择与计算17九. 平键联接的选用和计算19十.联轴器的选择计算19十一.参考文献19一：设计任务1：传动方案如下图所示。2.工作装置技术数据（1）输送带工作拉力: F= 3 kN；（2）输送带工作速度: V= 1.2 m/s；（3）滚筒直径： D=200 mm.3.条件（1）机器功用 由输送带传送机器的零、部件；（2）工作情况 单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35C；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；（4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压380/220V；（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产规模 中型机械厂，小批量生产。二：电动机的选择根据设计的要求和内容，可选用三相异步电动机的Y系列电动机1：电动机功率的确定各个机构的效率选择如下表机构V带传动齿轮传动（俩对）滚动轴承（三对）联轴器卷筒传动效率0.90.980.980.990.96符号=0.90.990.96=0.82=（为工作实际需要的电动机输出功率，为工作需要的输入功率）=（F为工作机阻力，v位工作机速度，为工作机效率） =3.75kw =4.57kw2:电动机转速的确定V带传动比： 一级齿轮传动比： 二级齿轮传动比：取传动比范围：36 ：23.5 ：35总传动比i= =18105由v=1.2m/s D=200mm 可知卷筒的转速=114.64r/min所以电动机的转速n=i=2063.5212037.2由课程设计手册表12-1可知同步转速符合这一范围的只有3000r/min所以选用电动机型号Y112M-2 满载转速n=2890r/min 额定功率p=4kw三：传动比的分配V带传动比： 一级齿轮传动比： 二级齿轮传动比：由上可知总传动比i=25.20初选=3.4 则=7.411可取=（1.21.4） 则得=2.32.45取=2.4 所以=3 总之=3.4 =2.4 =3四：各轴的转速 转矩 功率从电动机轴到工作机轴依次为0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低俗轴）4轴（滚筒轴）1:各个轴的功率0轴=4kw1轴=40.9=3.6kw2轴=40.90.980.98=3.46kw3轴=3.25kw4轴=3.09kw2:各个轴的转速0轴=2890r/min1轴=850r/min2轴=354r/min3轴=118r/min4轴=118r/min3：各个轴的转矩0轴=132181轴=404472轴=933413轴=2630294轴=250081五：三角带传动设计（注：无标识的表和式均为课本上）1：确定功率由课表13-8得工作情况系数=1.2 得=1. 24=4.8kw2:选取窄v带类型根据 由课表13-15确定选用spz型3：确定带轮基准直径根据课表13-4和13-9取主动轮基准直径=80mm 从动轮基准直径=272mm 由表13-9取=280mm带速v=12m/s带速在525m/s范围内，合适4：确定v带的基准长度和传动中心距根据0.7（+）2（+） 初步选=1.5（+）=540mm由式13-2计算得带长=2+=1647.2mm由表取=1800mm再由式13-16计算实际中心矩=616.4mm5:验算主动轮上的包角由式13-1得=主动轮上的包角合适6：计算v带的根数z由式13-15得z=由=2890r/min =80mm i=3.4 查表得=2.27kw查表13-6得=0.45kw由=查表13-7得=0.95 查表13-2得=1.01则z=1.8 取z=2根7：计算预紧力由式13-17得= 查表13-1得q=0.06kg/m故=171.64N8：计算作用在轴上的压轴力=22171.64=677.77N六：齿轮传动的设计Mpa根据式子直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮一：高速传动的俩齿轮1：选择材料及确定许用应力小齿轮选择材料为40(调质) 硬度为280HBS 大齿轮选择材料为45刚（调质） 硬度为240HBS由表11-1可知小齿轮=700Mpa =600Mpa大齿轮=600Mpa =450Mpa由表11-5取=1.1 =1.25=636 Mpa=545 Mpa=480 Mpa=360 Mpa2:按齿面接触强度计算根据表11-3取载荷系数K=1.3 根据表11-6取齿宽系数=1 根据表 11-4取=189.8 高速齿轮传动比u=2.4 小齿轮上的转矩=93341Nm所以87.9mm取小齿轮齿数= 24 则大齿轮齿数=2.42457 实际传动比i=2.375 模数m=2.7齿宽b=163.8=63.8mm 所以取=65 =70 按表4-1取m=3 则实际分度圆直径=m=72mm 分度圆直径=m=171mm 齿高=2.25m=6.75中心矩a=2253：验算轮齿弯曲强度由图11-5得 =1.58 =2.37 由图11-6得 =1.58 =1.74由式子=78.04=480 Mpa Mpa所以安全4：齿轮圆周速度=3.20m/s齿对照表可知用8级精度是适宜的5：齿轮的结构设计轮的结构设计与齿轮的几何尺寸 毛坯 材料 加工方法 使用要求及经济等因素有关。小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮二：低速传动的俩齿轮1：选择材料及确定许用应力小齿轮选择材料为40(调质) 硬度为280HBS 大齿轮选择材料为45刚（调质） 硬度为240HBS由表11-1可知小齿轮=700Mpa =600Mpa大齿轮=600Mpa =450Mpa由表11-5取=1.1 =1.25=636 Mpa=545 Mpa=480 Mpa=360 Mpa2:按齿面接触强度计算根据表11-3取载荷系数K=1.3 根据表11-6取齿宽系数=1 根据表 11-4取=189.8 Mpa根据式子 低速齿轮传动比u=3 小齿轮上的转矩=263029Nm所以87.9mm取小齿轮齿数=16 则大齿轮齿数=163 =48 实际传动比i=3 模数m=5.5齿宽b=187.9=87.9mm 所以取=90 =95按表4-1取m=6 则实际分度圆直径=m=96mm 分度圆直径=m=288mm 齿高=2.25m=13.50中心矩a=1923：验算轮齿弯曲强度由图11-5得 =3.16 =2.37 由图11-6得 =1.52 =1.68由式子=114=480 Mpa Mpa所以安全4：齿轮圆周速度=0.59m/s对照表可知用9级精度是适宜的5：齿轮的结构设计齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸 毛坯 材料 加工方法 使用要求及经济等因素有关。小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮6：相关数据齿轮齿数/n模数齿宽mm分度圆直径mm高速传动大齿轮57365171小齿轮247072低塑传动大齿轮48690288小齿轮169596七：轴的设计（一）：高速轴的设计转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（N,M）8503.6404471：轴的材料与齿轮1的材料相同为40 调质2：按切应力估算轴径由表14-2查的C（是由轴的材料和承载情况确定的常熟）=106由式14-2得轴伸出段直径 17.172mm 取=20mm3：轴的结构设计（1）各轴段径向尺寸的确定如上草图所示，从轴段=20mm开始，逐段选取相邻轴段的直径 。起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（23）c范围内经验选取（取c=2mm），故=+2h20+32=26mm，与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取=50mm，选定轴承代号为6208，即为小齿轮部分，将作为分度圆直径，即=72mm. =26mm =50mm（2）轴向尺寸的确定小齿轮齿宽=70mm，则取=72mm，与带轮相配合，因从动轮基准直径为280mm，所以取=282mm，考虑按装方便盖至带轮距离取=45mm，与轴承相配合，查轴承安装尺寸宽度最小为57mm，所以可取=60mm =45mm =60mm轴段编号长度直径配合说明1220282与V带轮键连接配合232645定位轴肩345060与滚动轴承配合，套筒定位457242与小齿轮键连接配合562645定位轴环675060与滚动轴承配合4：轴的强度校核（1）计算齿轮受力转矩=40447齿轮切向力=4044.7n径向力=4044.7=1472.1n轴向力=4349.1n(2)画轴的受力简图（1）计算支承反力轴的支撑跨距+=124.5+52.5=177MM 则=357mm在水平面上=2022.35N在垂直面上=0 =216.5n故=1255.6n总支承反力=2030N=2370N(2)画弯矩图=2022.35124.5=251782.5MM=216.5124.5=26954.25MM=156332.2MM故=283400N.M=367420N.M载荷水平面H垂直面V支反力F=2022.35N=216.5N =1255.6N C截面弯矩M=251782.5MM=26954.25MM总弯矩M=306720N.M扭矩T=40447N.M5:按弯矩合成力校核轴的强度根据式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取=0.6，轴的计算应力=107Mpa已选用轴的材料40调质处理，查表14-1得=350 Mpa e,由表16-11查的X=0.56 Y=1.99 由式16-4得P=X+Y=8873N即轴承在=4349.1n和=1472.1n的使用寿命，相当于在纯径向载荷为8873n作用下的使用寿命。（2）计算所需的径向基本额定动载荷值由式16-3N 由工作要求得工作寿命=835016=44800h查表16-9和16-8得上式中=1.1 =1 所以=23800n（3）选择轴承型号由上可知选择的轴承型号为6208型，其=2950023800n, =18000n 故6208轴承的=0.0241，与原值接近，所以使用。二：中速轴的选择和计算（1）先求出当量动载荷P因该向心轴承受和的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的径向系数X 轴向系数Y要根据值查取，而是轴承的径向额定静载荷，假如轴承型号还未选出，所以用试算法。据表16-11，先取=0.28，则e=0.22，所受轴向载荷=1943n 径向载荷=397.4n因e,由表16-11查的X=0.56 Y=1.99 由式16-4得P=X+Y=4089.114N即轴承在=1943n和=397.4n的使用寿命，相当于在纯径向载荷为4089.114n作用下的使用寿命。（2）计算所需的径向基本额定动载荷值由式16-3N 由工作要求得工作寿命=835016=44800h查表16-9和16-8得上式中=1.1 =1 所以=22900（3）选择轴承型号由上可知选择的轴承型号为6208型，其=2950022900n, =18000n 故6208轴承的=0.064，与原值接近，所以使用。三：低速轴的选择和计算（1）先求出当量动载荷P因该向心轴承受和的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的径向系数X 轴向系数Y要根据值查取，而是轴承的径向额定静载荷，假如轴承型号还未选出，所以用试算法。据表16-11，先取=0.28，则e=0.22，所受轴向载荷=1943n 径向载荷=664.7n因e,由表16-11查的X=0.56 Y=1.99 由式16-4得P=X+Y=4063.9N即轴承在=1943n和=664.7n的使用寿命，相当于在纯径向载荷为4063.9n作用下的使用寿命。（2）计算所需的径向基本额定动载荷值由式16-3N 由工作要求得工作寿命=835016=44800h查表16-9和16-8得上式中=1.1 =1 所以=56700（3）选择轴承型号由上可知选择的轴承型号为6208型，其=6600056700n, =49500n 故6208轴承的=0.039，与原值接近，所以使用。九：平键联接的选用和计算1中间轴与齿轮的键联接运用及计算由前面的设计已知本处的轴径d=46由表10-9选择键14 950键的接触长度L=d-b=46-14=36,接触度=h/2=9/2=4.5mm由表10-10查出静键联接的挤压作用用力=120Mpa=（2T）/(dL)=25mpa 所以键联接强度足够2低速轴与齿轮的键连接选用与计算由前面的设计已知本处的轴径d=83由表10-9选择键22