传送设备的传动装置

1、计算内容 计算结果 一， 设计任务书 设计题目：传送设备的传动装置 （一）方案设计要求： 具有过载保护性能（有带传动） 含有二级展开式圆柱齿轮减速器 传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行 （二）工作机原始数据： 传送带鼓轮直径_ mm,传送带带速_m/s 传送带主动轴所需扭矩T为_N.m 使用年限_年，_班制 工作载荷（平稳，微振，冲击） （三）数据： 鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m 带速V /s，年限 9年 班制 2 ，载荷 微振 二.电机的选择计算 1. 选择电机的转速： a. 计算传动滚筒的转速 nw= 60V/d=60×0.98/3.14×0.278=67

2、.326 r/min b.计算工作机功率 pw=T nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw 2. 工作机的有效功率 a. 传动装置的总效率 带传动的效率1= 0.96 弹性联轴器的效率2= 0.99 滚筒的转速 nw=67.326 r/min 工作机功率 pw=1.748Kw 计算内容 计算结果 滚动轴承的效率 3=0.99 滚筒效率 4=0.96 齿轮啮合效率 5=0.97 总效率 =1×2×34×4×5²= 0.95×0.99×0.

3、994×0.96×0.97²=0.816 c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/3. 选择电动机的型号： 查参考文献10 表16-1-28得 表1.1 方案 号 电机 型号 电机 质量 (Kg) 额定 功率 (Kw) 同步 转速(r/min) 满载 转速 (r/min) 总传 动比 1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091 2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962 根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。 三.运动和动力参数的计算 1. 分配传动比取

4、i带=2.5 总传动比 i=13.962 i减=i/i带减速器高速级传动比i1= =2.746 减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034 2. 运动和动力参数计算: 总效率 =0.816 电动机输出功率 Pr=2.142kw 选用三相异步电动机Y112M-6 p=2.2 kw n=940r/min 中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60 i=13.962 i12=2.746 i23=2.034 P0=2.142Kw 计算内容 计算结果 0轴(电动机轴): p0=pr=2.142Kw n0=940r/min ´103´´10

5、3´轴(减速器高速轴): p1=p.´0.95=2.035Kw n1= n0/i01=940/2.5=376 ´103´P1/n1=51.687 N.m 轴(减速器中间轴): p2=p112=p1´5´´´0.99 =1.954 Kw n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min ´103´ P2/n2=136.283N.m 轴(减速器低速轴): p3=p223= p2´5´3=1.876 Kw n3= n2/i23=67.319 r/min 

6、0;103´ P3/n3=266.133 N.m 轴(鼓轮轴): p4=p334=1.839 Kw n4= n3=67.319 r/min ´103´ P4/n4=260.884 N.m 四.传动零件的设计计算 (一)减速器以外的传动零件 1.普通V带的设计计算 (1) 工况系数取KA=1.2 确定dd1, dd2:设计功率´2.2=2.64Kw n0=940r/min T0=21.762N.m p1=2.035Kw n1=376r/min T1=51.687N.m p2=1.954Kw n2=136.926 r/min T2=136.283 N.m p

7、3=1.876Kw n3=67.319 r/min T3=266.133N.m p4=1.839 Kw T4=260.884 N.m 小带轮转速n1= n0=940 r/min 选取A型V带 取dd1=118mm dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) ´118=295mm 取标准值dd2=315mm 实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669 所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%) 重取 dd1=125mm, dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)´125= 取标准值dd2=315

8、mm 实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52 n2= n1/i=940/2.52=373.016 (误差为8% 允许) 所选V带带速v=dd1 n1/(60´´ 125´940/(60´1000)=/s 在5 25m/s之间 所选V带符合 (2)确定中心距 初定a0 :0.7(dd1 +dd2)a0 2(dd1 +dd2) 308a0880 取a0=550mm Lc=2 a0+(/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0 =2´550+(3.14/2) ´(315+125)+(315

9、-125)²/4´550=1807.559 取标准值:Ld=1800mm 中心距:a=a0+ (LdLc)/2=550+(1800-1807.559)/2 计算内容 计算结果 = 取a=547mm,a的调整范围为: amax=a+0.03 Ld=601mm amin=a-0.015Ld=520mm (2)验算包角: 180°-(dd2-dd1) ´60° /a=180°-(315-125) ´60°/547=159°>120°，符合要求。 (3)确定根数:zpc/p0 p0=K(p0+p1

10、+p2) K=1.25(1- )=0.948 对于A型带´´10-3, ´´10-5 L0=1700mm p0= dd11c1- - c3 (dd11)²- c4lg(dd11) =125´´´´ 10-15´ (125´´10-5´ lg(125´98.437)=1.327 p1= c4dd11 =0.148 p2=c4dd11 =0.0142 p0=0.948 ´(1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw 确定根数：z Zma

11、x z= = 取z=2 （4）确定初拉力F0 F0=500 =500× =175.633KN （5）带对轴的压力Q Q=2 F0zsin =2 =690.768KN （二）减速器以内的零件的设计计算 1齿轮传动设计 （1）高速级用斜齿轮 选择材料 小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250280HBS大齿轮选用ZG340 640，正火处理，齿面硬度170 220HBS 应力循环次数N： N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）×108 ×108 ÷×108 查文献2图5-17得：（允许

12、有一点蚀） 由文献2式（5-29）得：，取，ZLVR=0.92 按齿面硬度250HBS和170HBS由文献2图（5-16（b）得：Hlim1=690Mpa, Hlim2=450 Mpa 许用接触应力H1 =（Hlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，H2=（Hlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR =459.540 Mpa 因H2H1，所以计算中取H= H2 =459.540 Mpa 按接触强度确定中心距 初定螺旋角=12° Z= =0.989 初取KtZt2=1.12 由文献2表5-5得ZE=188.9 ，减速传动，取a=0.4

13、端面压力角t=arctan(tann/cos)=arctan（tan20°/cos12°）° 基圆螺旋角b= arctan(tan×cost)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665° ZH= = =2.450 计算中心距a: 计算内容 计算结果 a = = 取中心距 a=112mm 估算模数mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)×= 0.7842.24 取标准模数mn=2 小齿轮齿数 实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内 修正螺旋角= 10°

14、5039 与初选=12°相近，Z，ZH可不修正。 齿轮分度圆直径 圆周速度 由文献2表5-6 取齿轮精度为8级 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，由文献2表5-3 取 KA=1.25 由文献2图5-4（b），按8级精度和 取KV=1.023 齿宽 ，取标准b=45mm 由文献2图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取K=1.051 由文献2表5-4，K=1.2 载荷系数K= KAKVKK= 计算重合度： 齿顶圆直径 端面压力角： 齿轮基圆直径： mm mm 端面齿顶压力角： 高速级斜齿轮主要参数： mn=2 z1=30, z2=80 = 10°

15、5039 mt= mn/cos= d1= d2= da1= da2= df1= d1-2(ha*+ c*) mn= df2= d2-2(ha*+ c*) mn= 中心距a=1/2(d1+d2)=112mm 齿宽b2=b= 45mm b1= b2+(510)=50mm 计算内容 计算结果 齿面接触应力 安全 验算齿根弯曲疲劳强度 由文献2图5-18（b）得： 由文献2图5-19得： 由文献2式5-23： 取 计算许用弯曲应力： 计算内容 计算结果 由文献2图5-14得： 由文献2图5-15得： 由文献2式5-47得计算 由式5-48： 计算齿根弯曲应力： 均安全。 低速级直齿轮的设计 选择材料

16、小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162185HBS 计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算×108 ×108 计算内容 计算结果 查文献2图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14 按齿面硬度250HBS和162HBS由文献2图（5-16（b）得：Hlim1=690Mpa, Hlim2=440 Mpa 由文献2式5-28计算许用接触应力： H1 =（Hlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，H2=（Hlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR

17、=461.472 Mpa 因H2H1，所以取H= H2 =461.472 Mpa 按接触强度确定中心距 小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m 初取KtZt2=1.1 由文献2表5-5得ZE=188.9 ，减速传动，取a=0.35 计算中心距a: a = 取中心距 a=150mm估算模数m=(0.0070.02)a=(0.0070.02)×150= 1053 取标准模数m=2 小齿轮齿数 齿轮分度圆直径 齿轮齿顶圆直径： 齿轮基圆直径： mm mm 圆周速度 由文献2表5-6 取齿轮精度为8级 按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献2表5-3 取 KA=1.2

18、5 按8级精度和 取KV=1.02 齿宽 b= ,取标准b=53mm 由文献2图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取K=1.03 由文献2表5-4，K=1.1 载荷系数K= KAKVKK= 计算端面重合度： 安全。 校核齿根弯曲疲劳强度 按z1=50, z2=100,由文献2图5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22 由文献2图5-15得，。 Y由文献2图5-18（b），Flim1=290Mp, Flim2=152Mp 由文献2图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=45mm，。 取，。 计算许用弯曲应力： F1= Flim1YST YN1 YX1/SFmin=4

19、14Mp F2= Flim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp 计算齿根弯曲应力： F1=2KT1YFa1YSa1Y/bd1m=2F1 F2 均安全。 五轴的结构设计和轴承的选择 a1=112mm, a2=150mm, bh2=45mm, bh1= bh2+(510)=50mm bl2=53mm, bl1= bl2+(510)=60mm (h-高速轴，l-低速轴) 考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22

20、mm，3根轴的支撑跨距分别为： 计算内容 低速级直齿轮主要参数： m=2 z1=50, z1=50 z2=100 u=2.034 d1=100mm d2=200mm da1=104mm da2=204mm df1= d1-2(ha*+ c*) m=95mm df2= d2-2(ha*+ c*) m=195mm a=1/2(d2+ d1)=150mm 齿宽b2 =b=53mm b1=b2+ (510)=60mm 计算结果 l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+

21、10)+50+10+60+20= 172mm l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm (2)高速轴的设计： 选择轴的材料及热处理 由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢， 轴的受力分析： 如图1轴的受力分析： lAB=l1=170mm, lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm lBC= lAB- lAC=170-50=120mm (a) 计算齿轮啮合力： Ft1=2000T1/d1=2000×Fr1=Ft1tann/cos×tan20°/co

22、s10.8441°=627.083N Fa1= Ft1tan×tan10.8441°=324.141N (b) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图： ×120/170=1194.445N RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N ×× 61.091/2)/170=500.888N RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N (c) 支承反力 弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm MC2= RB lBC=6161

23、2.32N.mm 转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm 计算内容 计算结果 d 轴的结构设计 按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献2表8-2，取A0=100 则d100 ，由于外伸端轴开一键槽， （1+5%）取d=20mm，由于da1<2d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。 初定轴的结构尺寸如下图： 高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。 （2）中间轴（2轴）的设计： 选择轴的材料及热处理 选用45号纲调质处理。 轴的受力分析： 如下图轴的受力分析

24、： 计算内容 计算结果 lAB=l2=172mm, lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm lBC= lAB- lAC=172-51=121mm lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm (a) 计算齿轮啮合力： Ft2=2000T2/d2=2000×Fr2=Ft2tann/cos×tan20°/cos10.8441°=620.037N Fa2=Ft2tan=1673.118×tan10.8441°=320.499N Fr3=Ft3tan=2725.660

25、15;tan20°=992.059N (b)求水平面内和垂直面内的支反力 ××56)/172=2064.443N RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N ×××56)=190.336N RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336= 计算内容 计算结果 181.656N RA=2073.191N, RB=2341.392N 轴的结构设计 按经验公式, dA0 由文献2表8-2，取A0=110 则d110 ，取开键槽处d=35mm 根据轴上

26、零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。 初定轴的结构尺寸如下图： 中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。 （3）低速轴（3轴）的设计： 选择轴的材料及热处理 选用45号纲调质处理。 轴的受力分析： 如下图轴的受力分析： 计算内容 计算结果 初估轴径： dA0 =110 联接联轴器的轴端有一键槽，（1+3%）=，取标准d=35mm 轴上危险截面轴径计算：d=（）a=（）×150=4560mm 最小值dmin =45×（1+3%）=，取标准 计算内容 计算结果 50mm 初选6207G

27、B/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40×80×18 轴上各轴径及长度初步安排如下图： 低速级轴及轴上轴承的强度校核 a、 低速级轴的强度校核 按弯扭合成强度校核： 转矩按脉动循环变化，0.6 Mca1= Mc=106962.324N.mm Mca2= Mca3=T=159679.800N.mm 计算弯矩图如下图： 计算内容 计算结果 剖面直径最小，而计算弯矩较大，剖面计算弯矩最大，所以校核，剖面。 剖面:×35³=37.243Mp 剖面：×50³=15.376Mp 对于45号纲，B=637Mp，查文献2表8-3得 b -1=

28、59 Mp，ca<b -1,安全。 精确校核低速轴的疲劳强度 a、 判断危险截面： 各个剖面均有可能有危险剖面。其中，剖面为过度圆角引起应力集中，只算剖面即可。剖面与剖面比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。-面比较，它们直径均相同，与剖面计算弯矩值小，剖面虽然计算弯矩值最大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以与剖面危险，与剖面的距离较接近（可取5mm左右），承载情况也很接近，可取应力集中系数较大值进行验算。 计算内容 计算结果 b.较核、剖面疲劳强度：剖面因键槽引 起的应力集中系数由文献2附表1-1查得：k=1.76, k=1.54

29、剖面配合按H7/K6，引起的应力集中系数由文献2附表1-1得：k。剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献2附表1-2（用插入法）： （过渡圆角半径根据D-d由文献1表查取） k，故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算剖面 剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为： ×35³=31.036Mp, a=m =max /2=15.52Mp 绝对尺寸影响系数查文献2附表1-4得：，表面质量系数查文献2附表1-5：， =0.92 剖面安全系数为： S=S= 取，S>S 剖面安全。 b、 校核，剖面： 剖面按H7/K6配合，引起的应力集中系数查附表1-1，k=1.97, k=1.51 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，k=1.612,k=1.43 剖面因键槽引起的应力集中系数查文献2附表1-1得：k。故应按过渡圆角引起 计算内容计算结果 的应力集中系数来验算剖面 MV×113=104196.057N.mm, TV=266133N.mm 剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力： max= MV×50³=8.336Mp a=max=8.366 m=0 剖面产生的扭应力及其应力幅，