设计一带式输送机传动装置解析

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计一带式输送机传动装置机械设计制造及其自动化专业四班设计者孙华跃学号 2011072422指导老师王首军2014年6月12日济宁学院目录一、设计任务书 3二、传动方案拟定 3三、电动机的选择，传动装置的运动和运动参数计算 3四、传动零件的计算 6五、轴的设计计算 12六、键连接的设计 16七、滚动轴承的设计 17八、联轴器的设计 18九、箱体的设计 18十、润滑和密封的设计 19十一、设计小结 20十二、参考资料 2031主要结果计算项目及内容、设计任务书第1题：设计一带式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期 10年（每年300

2、 个日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为土5%题号1-A1-B1-C1-D1-E输送带的 牵引力F/kN21.251.51.61.8输送带的 速度v/（m/s）1.31.81.71.61.5输送带滚 筒的直径D/mm180250260240220选择数据：输送带的牵引力F=2kN输送带的速度v=1.3m/s输送带滚筒的直径D=180、传动方案拟定 方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合， 即可满足传动比要求，同时由于带传动 具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使 用维护方便。三、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数的计算（一）电动机的选择1

3、电动机类型和结构的选择：选择 丫系列三相异步电动机，此系列电动机属 于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护 方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机功率的确定：工作机所需工作功率为：pv = Fw X vw /(OOO w )Fw :工作机阻力Pv=2.708kWVw :工作机线速度Pv= (2000X 1.3 ) / (1000X 0.96 ) =2.708kW由电动机至工作机的传动总效率为：2总=:X X X 4式中分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。取 =0.96、=0.98、汙0.99、：=0.99则:总=0.96

4、 X 0.98 X 0.99 X 0.992 =0.913所以电机所需的工作功率：Pd =2.966(kw)Pm =3kWFd = FV/1000 总=(2000 X 1.3)/(1000 X 0.913)=2.966(kw)电机的额定功率Pm由PmFd选取Pm=3kW3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n4 = 138 r/min帀=60 X 1000 V/ ( n D)=(60X 1000X 1.3)/ (180 n )=138 r/mi n根据课程设计P.14表3-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速 器传动比范围i1 =35。取V带传动比i2=24。则总传动比理论范围为：i =

5、 620。故电动机转速的可选范为 6n420n4即828 n 2760则符合这一范围的同步转速有：1000和1500r/mi n根据容量和转速，由相关手册查出两种适用的电动机型号：(如下表)方 案电动机 型号额定功率/kW满载转 速/(r/min)堵载转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩质量/kg1Y100L2-4314302.22.3382Y132S-639602.02.063综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可 第1方案比较适合。此选定电动机型号为Y100L2-4电动机型号:Y100L2-4i =10.36带轮：h=2.8齿轮：i2=3.7转速：r/min n1

6、=1430 n2 =510 n3 =138 n4=138功率：kW R=3 F2=2.88 B=2.79 F4 =2.73输出转矩：N -T1 =20.035T2 =53.929Ta=193.076T4 =188.924(二) 确定传动装置的总传动比和分配级传动比： 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：i =nm/ n4=1430/138=10.36总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比i =h X i2(式中i1 i2分别为带传动和 减 速 器 的 传 动 比2、分配各级传动装置传动比：根据课程设计P.14表3-2，取i1 =2.8则i2=3.7

7、(三) 确定传动装置的运动和动力设计(1) 计算各轴的转数：电机轴：R| =nm =1430 (r/mi n )中间轴：n2= n 1/ i1 =1430/2.8=510(r/min )低速轴：n3 = n2/ i2 =510/3.7=138 (r/min )滚筒：n4 = n3=138 (r/min )(2) 计算各轴的功率：kW电机轴：只=佥中间轴：F2=RH=2.88低速轴：及=巳、=2.79滚筒：R=F3； : =2.73式中：二分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率 计算各轴的输出转矩：Nm由t = 9550Pi可得：n电机轴：T1 =20.035中间轴：T2 =53.929

8、低速轴：T3=193.076电机轴中间轴低速轴滚筒功率/kW3P 2.882.792.73转矩/N m20.03553.929193.076188.924转速 /(r/mi n)1430510138138传动比i2.83.71效率n0.960.97020.9801四、传动零件的计算(一) V型带零件设计1. 计算功率：FCa = KA X P=1.2X 3=3.6KwKa 工作情况系数，查表8-8取值1.2P 电动机的额定功率2. 选择带型根据Pca=3.6kW, n=1430,可知选择A型；机械设计第八版157页 由表8-6和表8- 8取主动轮基准直径dd1=100则从动轮的直径为 dd2

9、= dd1 X h =2.8 X 100=280mm从表 8-8 取 dd2 =280mm3. 验算带的速度根据机械设计式(8-13 )计算带速兀dd nV = =3.14 X 100X 1430/(60 X 1000)=7.49m/s601000带速不且过咼或过低，一般应使 v=530 m/s5 7.49 30故带速合适4. 确定普通V带的基准长度Ld和传动中心矩a根据 0.7( dd1+dd2)ao 3 i2KHtT1 吐！. ZHfZEZ J试算小齿轮分度圆直径 *dU I毎丿1) 选用载荷系数KHt =1.3542) 计算小齿轮传递的转矩 T1=95.5 X 10 X P/n=5.39

10、3 X 10 N mm3) 机械设计由表10-7选定齿轮的齿宽系数=1/d14) 机械设计由表10-6查得材料的弹性影响系数 Ze =189.8 MPa25) 由图10-20查区域系数 ZH=2.5Z =0.872-h lim1=600Mpa-Hiim2=550MPaN1=1.46 X 109N2=3.97 X 108i4 z一6) 由式Z= 计算重合系数Z=0.8727) 由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚Hlim1=600Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim2=550MPa 由机械 设计公式10-15得N1=60nLh=60X 510X 1X( 16X 300X

11、10) =1.4688 X 10982=60n2jLh=60 X 138X 1X (16 X 300X 10)=3.97 X 108) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1由图10-23查接触疲劳寿命系数 心=0.9, K hn2=0.95由式10-14得K 二=540Mpa!- H 1 二 540MpaK 匚HN 2 lim 2=522.5Mpa试算小齿轮分度圆的直径d1t，带入匸中较小的值H1- H 二 522.5M- H 2pa2KhJu +1ZhZeZqf %uI1=70.438mmd1t=32 .调整小齿轮分度圆直径(1)计算圆周的速度Vnd1t/ cc ,V1=1.

12、88m/s60 1000(2)计算齿宽bb 二 dd 1t=170.438mm=7.438mm(3)计算实际载荷系数。根据V=1.88m/s;7级精度，由图10-8可查得动载系数k =1.08d1t =70.438mm查表10-3得齿间载荷分配系数K =1.2由表10-4用插值法得Kh 1=1.316由表10-2可得使用系数k =1A故载荷系数 K =K K K K -=1X 1.08 X 1.2 X 1.316=1.70AVHGHP3.按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。I K,1 7d1 =d1t 3, H =70.438 X 3 mm=77.027mmKt1.34. 计算模数md1

13、m 二=3.2mm;z 15. 按齿根弯曲强度设计d1 =77.027mm弯曲强度的计算公式（1）确定公式内各计算数值1）查图10-24C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Fimi=500Mpa;大 齿轮的弯曲强度极限：Flim2=380 Mpa2）查表可得弯曲疲劳寿命系数 Kfni=0.85, Kfn2=0.88 ；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得1 = KFN1：Flim1 =303.57 MPa:u 丄 303.57-F 1MPa!丄=238.86MPaF1S2 =Kfn2： fe2 =238.86 MPaF2 S4）由图10-17查取齿形系数。查得 丫 Fa1

14、= 2.65丫 Fa2=2.25 ）由图10-18查取应力校正系数。查表可得 丫Sa1= 1.58丫 sa2=1.79YFaYsa6）计算大，小齿轮的 F 并加以比较。丫 丫一Fa1 Sa1 =0.0138F 1Y YFa2 Sa2 = 0.0165F 2大齿轮的数值大。（2）试算模数1）由公式mt -3 2心占丫； . 丫：會=1.402mt =1.402 *dzf丿2）计算实际载荷系数Kf齿轮模数:m=1.498Z1 =52z2=193d1 =78mmd2=289.5mma =183.75 由图10-8查得KV=1.04 查表10-3得K.=1.2 插图 10-13 得 Kf -=1.27

15、则动载系数载荷为 Kf = Ka Kv Kf_. Kd3即可。宽度可以看情况而定。故 d4=35mm L4=6.5mm(5) 第五段轴 通过齿轮的计算已经得出。故 d5=44mm L5 =57mm(6) 第六段轴与第四段轴对称。故d6=38mm L6=6.5mm.(7) 第七段轴与第三段轴对称，故d7=30mm, L7=30mm5传动零件的周向固定及其他尺寸带轮处采用A型普通平键，键(GB1095-1990,GB1096-1990键长选择比带 轮宽度稍短，选40mm为加工方便，参照7206C型轴承安装尺寸，轴上过渡圆 角半径全部取r=1mm轴端倒角为2 456.按弯扭合成应力校核轴的强度求支反

16、力Fri 503Fbh 二 Fah 二251.5N2 2Ft1 1382Fbv 二 Fav 二 t1691N2 2L1 =50mmd2=25mmL2=43mmd3=30mmL3=30mmd4=35mmL4=6.5mmd5=44mmL5=57mmd6=38mmL6=6.5mmd7=30mmL7=30mm求弯矩Mch 二 Fah （L3 L4 L5 Q L7-2 142）二 Fah 101.6 = 25553N mmM cv 二 Fav 101.6 二 70206N mm求合成弯矩M = ；M2chmCv =74711N mm按当量弯矩校核轴的强度齿轮右端面与轴之间的截面弯矩较大是一个危险截面，对

17、其校核，该处d = 44mm轴的最大弯矩为 M1 =74711N mm，视：=0.59，T=50000NmmMca1 = M21( aT2) =80324 N mm 对于 45 钢，=650MPa， 则错误！未找到引用源。为（0.09错误！未找到引用源。0.1 ）错误！未找到引用源。， 即58.5错误！未找到引用源。65MPa取错误！未找到引用源。=60MPa轴的计 算应力为：Mca1 8032401 d301 443= 9.429MPa错误！未找到引用源=60MPa满足强度要oba = 9.429 MPa求。（二）低速轴的设计计算1.已知高速轴的转速n3=138r/min,转矩T3=1930

18、76N mm输入功率P3=2.79kW2. 作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径 d2 = z2 m=19348000h选用轴承合格（二）低速轴处 计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受合力P二 f p( XRYA)二 1214 . 94 N57.21MPa100MPa7206C型轴承计算额定动载荷Tp60n106L10h)1214.9460 138106148000 )3=8921.82N选用7209C型轴承Cr = 38500 N6106,C“ =10/ 38500 )3hL1h60n( P)h 6038( 1214.94)=3857498h48000h 选用轴承合格九.联轴器的选择两轴间

19、相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高故选用弹性柱销 联轴器。7209C型轴承载荷计算：计算转矩 Tc =KaT3 =13x193.076 = 251N m根据Tc，轴径d,转速n查标准GB5014-1985选用LX3弹性柱销联轴器，其公称转矩Tn=1250Nm许用转速4700r/min,符合要求10.箱体设计为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面咼度，加工及装拆检修，箱座的 定位，吊装等附件的设计检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置 设置检查孔，平时检查孔盖板用螺钉固定在箱盖上。通气器：保持箱内外压力平衡，避免使润滑油渗漏因而设置通气器。轴承

20、盖：固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承座孔两端用轴承盖封 油，米用凸缘式轴承盖。定位销：保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持轴承座孔制造加工时的精度应 在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销，采用非对称布置。油面指示器：采用油标尺检查箱内油池面的高度经常保持油池内有适量的油。 放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺赛堵住。 启箱螺钉：为方便开启平时用水玻璃或密封胶连接的箱体剖面，增设启箱螺钉 在启盖时旋动螺钉将箱盖顶起。起吊装置：为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环或吊钩等。密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物 进入机体内。中心

21、距a = 110mm箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm机座壁厚8机盖壁厚S 18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度P20地脚螺钉直径dfM161)2)3)4)5)6)7)8)9)10)地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d28轴承端盖螺钉直径d36/8窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6df, d1, d2至外机壁距离C122，20，15d1，d2至凸缘边缘距离C218，13轴承旁凸台半径R120凸台高度h根据低速级轴 承座外径确定， 以便于扳手操 作为准外机壁至轴承座端面距离错误！未找到引用源。丨145大齿轮顶圆与内机壁距离 110齿轮端面与内机壁距离 210机座肋厚m16. 8轴承端盖外径D292， 125轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2十一润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择1.齿轮：传动件圆周速度小于 12m/s,采用油池润滑，大齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时把润滑油带到啮合区，甩到箱壁上，借以散热，对于单机减速器浸油深度为一个齿全高，油量0.350.75L/kw，根据运动粘度查表16-1(P