皮带输送机传动装置教材

1、机械设计课程设计任务 皮带输送机传动装置 单级圆柱齿轮减速器滚筒圆周率 F=1000N ，带速 v=2.0m/s ，滚筒直径 D=500mm滚筒圆周率 F=900N ，带速 v=2.5m/s ，滚筒直径 D=400mm一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1 ） 工作条件：使用年限 10 年，每年按 300 天计算，两班制工作，载荷平稳。（2 ） 原始数据：滚筒圆周力 F=1.7KN ；带速 V=1.4m/s ；滚筒直径 D=220mm 。运动简图二、电动机的选择1 、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y 系列三相异步电动机。

2、2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总 =带 2轴承 齿轮 联轴器 滚筒=0.96 0.992 0.97 0.99 0.95=0.86（2）电机所需的工作功率：Pd=FV/1000 总=17001.4/1000 0.86=2.76KW3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速：Nw=60 1000V/ D=6010001.4/ 220=121.5r/min根据【 2 】表 2.2 中推荐的合理传动比范围，取V 带传动比 Iv=24 ，单级圆柱齿轮传动比范围 Ic=35 ，则合理总传动比 i 的范围为 i=620 ，故电动机转速的可选范围为nd=i nw= （ 620 ） 121.5=72

3、92430r/min符合这一范围的同步转速有 960 r/min 和 1420r/min 。由【 2】表 8.1 查出有三种适用的电动机型号、如下表 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（ r/min ） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案 1 因电动机 转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案 2 适中。故选择电动机型号 Y100l2-4 。4、确定电动机

4、型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4 。其主要性能：额定功率： 3KW ，满载转速 1420r/min ，额定转矩 2.2 。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比： i 总=n 电动 /n 筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比 (1 ) 取 i 带=3(2) i 总 =i 齿i 带 i 齿 =i 总/i 带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速( r/min ) nI=nm/i 带 =1420/3=473.33(r/min) nII=nI/i 齿 =473.33/3.89=121.6

5、7(r/min) 滚筒 nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、计算各轴的功率( KW )PI=Pd 带=2.76 0.96=2.64KWPII=PI 轴承齿轮 =2.64 0.99 0.97=2.53KW3 、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550 2.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2 入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2 入 /n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件的设计计算1 、 皮带轮传动的设计计算 (1 ) 选择普通 V 带截型 由课本 1P189

6、 表 10-8 得： kA=1.2 P=2.76KW PC=KAP=1.2 2.76=3.3KW 据 PC=3.3KW 和 n1=473.33r/min 由课本 1P189 图 10-12 得：选用 A 型 V 带 (2 ) 确定带轮基准直径，并验算带速 由1课本 P190 表 10-9 ，取 dd1=95mmdmin=75 dd2=i 带 dd1(1- )=395-(01.02)=279.30 mm 由课本 1P190 表 10-9 ，取 dd2=280 带速 V ： V=dd1n1/60 1000 = 95 1420/60 1000=7.06m/s 在 525m/s 范围内，带速合适。 (

7、3 ) 确定带长和中心距 初定中心距 a0=500mmLd=2a0+ (dd1+dd2)/2+(dd2 -dd1)2/4a0 =2500+3.14(95+280)+(280-95)2/4450=1605.8mm根据课本 1表( 10-6 )选取相近的 Ld=1600mm 确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4)验算小带轮包角 1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a=1800-57.30 (280-95)/497 =158.6701200 (适用)( 5 )确定带的根数单根 V 带传递的额定功率 .据 dd1 和 n1 ，查课本

8、图 10-9 得 P1=1.4KWi 1时单根 V 带的额定功率增量 .据带型及 i 查1 表 10-2 得 P1=0.17KW 查1表10-3 ，得 K=0.94 ；查1表10-4 得 KL=0.99Z= PC/(P1+ P1)KKL=3.3/(1.4+0.17) 0.94 0.99=2.26 (取 3 根 )(6) 计算轴上压力由课本 1 表 10-5 查得 q=0.1kg/m ，由课本式( 10-20 )单根 V 带的初拉力：F0=500PC/ZV ( 2.5/K ) -1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kN 则作用在轴承

9、的压力 FQFQ=2ZF0sin( 1/2)=2 3 134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算(1) 选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。 查阅表 1 表 6-8 ，选用价格便宜便于制造的材料， 小齿轮材料为 45 钢，调质，齿面硬度 260HBS ； 大齿轮材料也为 45 钢，正火处理，硬度为 215HBS ；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选 8 级精度。(2) 按齿面接触疲劳强度设计由 d1 (6712 kT1(u+1)/ du H2)1/3 确定有关参数如下：传动比i 齿 =3.89取小齿轮齿数 Z1=20 。

10、则大齿轮齿数： Z2=iZ1= 20=77.8 取 z2=78 由课本表 6-12 取 d=1.1(3) 转矩 T1T1=9. 55 106 P1/n1=9.55 106 2.61/473.33=52660N?mm(4) 载荷系数 k : 取 k=1.2(5) 许用接触应力 H H= Hlim ZN/SHmin 由课本 1 图 6-37 查得： Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数 Zn ：按一年 300 个工作日，每天 16h 计算，由公式 N=60njtn 计算N1=60 473.33 1030018=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89

11、=3.4108查1 课本图 6-38 中曲线 1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa H2= Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1 (6712 kT1(u+1)/ du H2)1/3=49.04mm模数： m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本 1P79 标准模数第一数列上的值， m=2.5(6) 校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1Y FS/bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径： d1=mZ1=2.5 20mm=50mmd2

12、=mZ2=2.5 78mm=195mm齿宽： b=dd1=1.1 50mm=55mm取 b2=55mm b1=60mm(7) 复合齿形因数 YFs 由课本 1图 6-40 得： YFS1=4.35,YFS2=3.95(8) 许用弯曲应力 bb 根据课本 1P116 ： bb= bblim YN/SFmin由课本 1 图 6-41 得弯曲疲劳极限 bblim 应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa 由课本 1图 6-42 得弯曲疲劳寿命系数 YN： YN1=1YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数 SFmin ：按一般可靠性要求，取 SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为

13、 bb1= bblim1 YN1/SFmin=490 1/1=490Mpa bb2= bblim2 YN2/SFmin =410 1/1=410Mpa校核计算 bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa bb1 bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa bb2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9) 计算齿轮传动的中心矩 a a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10) 计算齿轮的圆周速度 V计算圆周速度 V=n1d1/601000=3.14473.3350/60 1000=1.23m/s 因为 V 6m/s ，故取 8 级精度合适六、轴的设计计

14、算从动轴设计1 、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为 45 号钢，调质处理。查 2 表 13-1 可知： b=650Mpa,s=360Mpa, 查2表 13-6 可知： b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa, -1bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：dC查2 表 13-5 可得， 45 钢取 C=118则 d118 (2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取 d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩： T=9.

15、55 106P/n=9.55 1062.53/121.67=198582 N 齿轮作用力：圆周力： Ft=2T/d=2 198582/195N=2036N径向力： Fr=Fttan200=2036 tan200=741N4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查 2 表 9.4 可得联轴器的型号为 HL3 联轴器： 3582 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴

16、向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位（ 3）、确定各段轴的直径将估算轴 d=35mm 作为外伸端直径 d1 与联轴器相配（如图）， 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为 d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处 d3 应大于 d2，取 d3=4 5mm ，为便于 齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3 ，取 d4=50mm 。齿轮左端用用套筒固定 ,右端用轴环定位 ,轴环直径 d5 满足齿轮定

17、位的同时 ,还应满足右侧轴承的安装要求 ,根据选定轴承型号确定 .右端轴承型号与左端轴承相同 ,取 d6=45mm.（4）选择轴承型号 .由1P270 初选深沟球轴承 ,代号为 6209,查手册可得 :轴承宽度 B=19, 安装尺 寸 D=52, 故轴环直径 d5=52mm.（5）确定轴各段直径和长度段： d1=35mm 长度取 L1=50mmII 段 :d2=40mm初选用 6209 深沟球轴承，其内径为 45mm,宽度为 19mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁， 轴承端面和箱体内壁应有一定距离。 取套筒长为 20mm ，通过密封盖轴 段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而

18、定，为此，取该段长为 55mm ，安装齿轮段 长度应比轮毂宽度小 2mm, 故 II 段长：L2= （ 2+20+19+55 ） =96mmIII 段直径 d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm段直径 d4=50mm 长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm 段直径 d5=52mm. 长度 L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=96mm（6）按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知 d1=195mm 求转矩：已知 T2=198 .58N?m 求圆周力： Ft根据课本 P127 （ 6-34 ）式得 Ft=2T2/d2=2 198.58/195=2.03N 求径向力 F

19、r根据课本 P127 ( 6-35 )式得Fr=Ft?tan =2.03 tan200=0.741N 因为该轴两轴承对称，所以： LA=LB=48mm(1) 绘制轴受力简图(如图 a)(2 )绘制垂直面弯矩图(如图b )轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=0.37 962=17.76N?m截面 C 在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01 962=48.48N?m(4) 绘制合弯矩图(如图 d)MC=(MC12+MC22)1

20、/2= ( 17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5) 绘制扭矩图(如图 e )转矩： T=9.55(P2/n2 ) 106=198.58N?m(6) 绘制当量弯矩图(如图 f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.2，截面 C 处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=51.632+(0.2 198.58)21/2=65.13N?m(7) 校核危险截面 C 的强度 由式( 6-3 ) e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1 453=7.14MPa -1b=60MPa 该轴强度足够。主动轴的设计1 、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为 45

21、 号钢，调质处理。查 2 表 13-1 可知： b=650Mpa,s=360M pa,查2表 13-6 可知： b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa, -1bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：dC查2 表 13-5 可得， 45 钢取 C=118则 d118 (2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取 d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩： T=9.55 106P/n=9.55 1062.64/473.33=53265 N 齿

22、轮作用力：圆周力： Ft=2T/d=2 53265/50N=2130N 径向力： Fr=Fttan200=2130 tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用 6206 深沟球轴承，其内径为 30mm,则该段长宽度为 16mm. 。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为 20mm ， 36mm ，安装齿轮

23、段长度为轮毂宽度为 2mm 。(2) 按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知 d2=50mm 求转矩：已知 T=53.26N?m 求圆周力 Ft ：根据课本 P127 (6-34 )式得 Ft=2T3/d2=2 53.26/50=2.13N 求径向力 Fr 根据课本 P127 ( 6-35 )式得Fr=Ft?tan =2.13 0.36379=0.76N 两轴承对称 LA=LB=50mm (1)求支反力 FAX 、 FBY 、FAZ 、 FBZ FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面 C 在垂直面弯矩为MC1=FAx

24、L/2=0.38 100/2=19N?m(3) 截面 C 在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065 100/2=52.5N?m(4) 计算合成弯矩MC= (MC12+MC22 ) 1/2=( 192+52.52 ) 1/2=55.83N?m(5) 计算当量弯矩：根据课本 P235 得 =0.4Mec=MC2+( T)21/2=55.832+(0.4 53.26)21/2=59.74N?m(6) 校核危险截面 C 的强度 由式( 10-3 )e=Mec/(0.1d3 ) =59.74x1000/(0.1 303) =22.12Mpa -1b=60Mpa此轴强度足够(7 ) 滚动轴承的选择及

25、校核计算一从动轴上的轴承 根据根据条件，轴承预计寿命Lh=10 30016=48000h (1)由初选的轴承的型号为 : 6209,基本静载荷查1 表 14-19 可知 :d=55mm, 外径 D=85mm, 宽度 B=19mm, 基本额定动载荷 C=31.5KN,CO=20.5KN,查2 表 10.1 可知极限转速 9000r/min( 1)已知 nII=121.67(r/min)两轴承径向反力： FR1=FR2=1083N根据课本 P265 ( 11-12 )得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N (2) FS1+Fa=FS2F

26、a=0故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3) 求系数 x、 yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本 P265 表( 14-14 )得 e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 预期寿命足够二 .主动轴上的轴承 :(1) 由初选的轴承的型号为 :6206 查1 表 14-19 可知 :d=30mm, 外径 D=62mm, 宽度 B=16mm, 基本额定动载荷 C=19.5KN, 基本静载荷 CO=111.5KN,查2 表 10.1 可知极限转速

27、 13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命Lh=10 30016=48000h( 1)已知 nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力： FR1=FR2=1129N 根据课本 P265 ( 11-12 )得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (2) FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端 FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3) 求系数 x、 yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根

28、据课本 P265 表( 14-14 )得 e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算 1根据轴径的尺寸，由 1 中表 12-6 高速轴 (主动轴 )与 V带轮联接的键为：键 836 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键1445 GB1096-79轴与联轴器的键为：键 1040 GB1096-79 2键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键 1445 GB1096-79 bh=149,L=45, 则 Ls=L-b=31mm 圆周力： Fr=2TII/d=2 198580/50=7943.2N挤压强度： =56.93125150MP

29、a= p 因此挤压强度足够剪切强度： =36.60120MPa= 因此剪切强度足够键 836 GB1096-79 和键 1040 GB1096-79 根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 1、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器(一次过滤)，采用M18 1.5油面指示器选用游标尺 M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 .放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M18 1.5 根据机械设计基础课程设计表 5.3 选择适当型号： 起盖螺钉型号： GB/T5780M18 30, 材料 Q235高速轴轴承盖上的螺钉： GB5783 86 M8X12, 材料 Q235 低速轴轴承盖上的螺钉： GB5783 86 M8 20, 材料 Q235 螺栓： GB5782 86 M14 100 ，材料 Q235 箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025 122.5+1= 4.0625 取 z=8(2)箱盖壁厚 z1=0.02a+1=0.02 122.5+1= 3