设计胶带传送机的传动装置.

1、wanfe课程设计计算说明书一级蜗杆减速器传动装置 辅导教师： 设计者： 设计日期： 目 录一、设计任务2二、电动机的选择3三、运动参数的计算3四、传动零件的设计计算5五、轴的计算9六、滚动轴承的选择与较核16七、键联结的选择与较核19八、润滑方式的选择及其它20九、参考文献20十、设计小结21一、设计任务设计题目：用于胶带输送机的传动装置的一级蜗杆减速器传动装置。传动装置如下列图：1滚筒 5联轴器 2链 6电动机 3减速器 7滑动轴承 4滚动轴承电动机通过联轴器与蜗杆减速器相连，经蜗轮轴与链轮联接，再由链传动驱动滚筒上的胶带工作，工作滚筒的圆周力F=2100N，带速，滚筒直径D=320mm，

2、滚筒长度L=450mm，工作年限为8年，工作班制为2班制，工作环境清洁，载荷平稳，小批生产。二、电动机的选择1、选择电动机的类型按条件选用Y系列全封闭自扇式笼型三相异步电动机。2、选择电动机容量电动机所需功率为 Pd=Pw/ 工作机所需工作功率为：Pw=FV/1000=1600×KW传动装置的总传动效率为：按表1-2确定各局部效率为：弹性联轴器滚动轴承传动效率一对，开式链传动，蜗杆，卷筒传动效率代入得： ×2×××电动机所需功率 Pd=Pw/KW因载荷平稳，电动机额定功率Pde应略大于Pd即可，由表14-1选得Y系列电动机额定功率Pde为3、确

3、定电动机转速输送机卷筒的转速为 nw=60×1000V/D=60×1000×0.45/×250链传动比常用范围i1=2，蜗杆传动i2=580故电动机转速的范围为：nd=2×5×80×选用同步转速1500r/min，从其重量、价格以及传动比等考虑，选用Y90L1-4三、运动参数的计算一传动装置的总传动比及各级传动比分配1、传动装置的总传动比由前面计算得输送机卷筒的转速nw总传动比 i总=nm/nw2、分配各级传动比取蜗杆减速器的传动比为15，那么链传动的传动比i12=i总二计算传动装置的运动参数和动力参数O轴-电动机轴： Po

4、=PdKW No=nm=1400r/min To=9550Po/no=9550×·m1轴-高速轴： P1= Po=××KWn1=no=1400r/minT1=9550P1/n1=9550×·m2轴-低速轴 P2=P1=1.029× n2=n1/i12 T2=9550P2/n2=9550×·m3轴-滚筒轴 P3=P2=××× n3=n2/i01T3=9550P3/n3=9550×·m将计算的运动参数和动力参数列表：轴名参 数0轴1轴2轴3轴r/min1400

5、1400输入功率KW输入转矩N·m传动比i15效率可选用三相异步电动机型号Y90L1-4， 四、传动零件的设计计算一链传动设计1、选择链轮齿数z1，z2假定链速3m/s，选取小链轮齿数z1=21；从动链轮齿数z2=iz1×21=512、计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1，故Pca=KAP=1×1.048=1.048KW3、确定链条链节数Lp初定中心距ao=30p，那么链节数为Lp=2a/p+z+z/2+p/a(z-z)/2=2×30p/p+(21+51)/2+p/40p(51-21)/22 节节，取Lp=97节4、确定链条的节距p按小链轮转速估计

6、，链工作在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。查得小链齿数系数Kz=z1/19=21/19；KL=Lp/100=；选取单排链，查得多排链系数，故得所需传递的功率为Po=Pca/KZKLKp××1根据小链轮转速n1及功率Po，选链号为6B单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。再由表查得链节距。5、确定链长L及中心距aL=LpP/1000=97×a=p/4Lp-z1/2-z2/2+=(9.525/4)×97-39+中心距减小量0.004)×实际中心距a=a-取a=320mm6、验算链速v=n1Zp/60×10

7、00×21×60×10007、验算小链轮毂孔dk查得小链轮毂孔许用最大直径dmax=47mm，大于电动机轴径D=38mm，故适宜。8、作用在轴上的压轴力Fp=KFpFe有效圆周力 Fe=1000P/v=1000×按水平布置取压轴力系数KFp，故Fp×3380=3887N二蜗轮蜗杆的计算1、选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。2、选择材料蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造

8、。为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准那么，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再较核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距 a1确定作用在蜗轮上的转矩T2按z1=2，估取效率，那么T2×106P2/n2=×106××·mm=85789N·mm2确定载荷系数K因工作载荷稍有波动，故取载荷分布不均系数K；选取使用系数KA=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV；那么K=KA·K·KV×1×3确定弹性影响系数ZE因选用的是

9、铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/2。4确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1，查得Z5确定许用接触应力H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可查得蜗轮的根本许用应力H1=268MPa应力循环次数 N=60jn2Lh=60×1×××108寿命系数 KHN=那么 H=KHN·H1×268MPa=183MPa6计算中心距a取中心距a=100mm，因i=15，故取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径d1=45mm。这时，查得接触系数Z，因为Z<Z，因此

10、以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1蜗杆轴向齿距；直径系数q=9；齿顶圆直径da1=55mm；齿根圆直径df1；分度圆导程角0；蜗杆轴向齿厚sa。2蜗轮蜗轮齿数z2=31；变位系数x2=0；验算传动比i=z2/z1，这时传动比误差为/15=3.3%，是允许的。蜗轮分度圆直径 d2=mz2=5×31mm=155mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=155+2×5mm=165mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=155-2×蜗轮咽喉母圆半径 rg2a2×5、较核齿根弯曲疲劳强度=2/d1d2mYFa2Y当量齿数 zv2=z2/co

11、s3=31/03根据x2=0，zv2，可查得齿形系数YFa。螺旋角系数 =1-/140OO/140O许用弯曲应力 =·KFN查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的根本许用弯曲应力=56MPa寿命系数 KFN=56× ××85789/45×155×5××弯曲强度是满足的。6、精度等级公差和外表粗糙度确实定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为c，标注为8c GB/T100891988。五、轴的计算1、作用力的计算:作用在蜗杆上的功率

12、P=1.029KW，转速n=1400r/min和转矩T·m，蜗杆分度圆直径d=45mm,作用在蜗轮轴上的功率P2=1.048KW，转速n2和转距T2·m, 蜗轮分度圆直径d=155mm。那么作用在蜗杆上的力Fr1、Ft1 、Fa1蜗轮上的力Fr2、Ft2、 Fa2分别为：Ft2= Fa1=2T/d=2×85789/155=1107NFa2= Ft1=2T/d=2××10Fr2= Fr1=Ft2tan=1107×tan202、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。取Ao=112，于是得 dmin=A

13、o=112×输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转距Tca=KAT2，考虑到转距变化很小，故取KA，那么：Tca=KAT2×85789=111525N· mm。按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距的条件，查标准GB/T50141985或手册，选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称转距为315000N·mm。半联轴器的孔径d=28mm，故取d=24mm；半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=44mm。3、轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案2根据轴向定位的要求

14、确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，现取l-=40mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，应选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=30mm，由轴承产品目录中初步选取0根本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T=35mm×72mm×，故d-=d-=35mm；而l-=19mm。右端滚动

15、轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高度，因此，取d-=42mm。 取安装齿轮处的轴段-的直径d-=42mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=38mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h，取h=6mm，那么轴环处的直径d-=48mm。轴环宽度b，取l-=8mm。 轴承端盖的总宽度为10mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面见的距离l=30mm，谷取l-=22mm。 经计算，取l-=54mm，l-=

16、22mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按d-由手册查得平键截面b×h=12mm×8mmGB/T10951979，键槽用键槽铣刀加工，长为34mm标准键长见GB/T1096-1979同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中型，应选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4确定轴上圆角和倒角尺寸。参考图表，取轴端倒角为2×45o。肩处的圆角半径见以下列图。4、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应

17、从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由手册中查得。因此作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=57.7+53.3=111mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M、M及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F=972N，FF，F弯矩MM=51811N·mmM=30150N·mmM=18857N·mm总弯矩M=59945N·mmM=55136N·mm扭矩TT=145260N·mm6、按弯扭合成应力较核轴发强度进行较核时，通常只较核轴

18、上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面C的强度。取，轴的计算应力为=/W=×42前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得=60MPa。因此<，故平安。7、精确较核轴的疲劳强度1判断危险截面截面A，B只受扭距作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭距强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需较核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度较核。截面C上虽然应力最大，但应力集中

19、不大过盈配合及键槽引起的应力集中局在两端，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必较核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须较核截面左右两端即可。2截面右侧抗弯截面系数×35抗扭截面系数 WT×35=8575mm截面右侧弯矩M为 M=59945×/57.7=41245N·mm截面上的扭矩T为 T=145260N·mm截面上的弯曲应力为 截面上的扭矩切应力=T2/WT轴的材料为45钢，调质处理。查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表查取。因，D/d=42/35=1.

20、2,经插值后可查得=2.0, 又由图得轴的材料的敏性系数为q=0.82 q故有效应力集中系数为=1+ q-1×=1+ q-1×又尺寸系数；由附图得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图得外表质量系数为轴未经外表强化处理，即=1，那么以下式子得综合系数值为+1/又由知碳钢的特性系数0.2 取0.1 0.1 取0.05 于是计算平安系数Sca值，按下式那么得275/××0155/×××故可知其平安。3截面左侧抗弯截面系数W为×42抗扭截面系数WT为 WT×42弯矩M及弯曲应力为 M=59945×/57.7

21、=41245N·mm 扭矩T2及扭转切应力为 T2=145260N·mm T2/WT过盈配合处的值，由插入法求出，并取，于是得， ×轴按磨削加工，由附图得外表质量系数为故得综合系数为+1/所以轴在截面左侧的平安系数为275/××0=19155/××19×=11.62>S=故该轴在截面左侧的强度也是足够的。此题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即告结束。8。绘制轴的零件图见A3图纸。六、滚动轴承的选择与校核一蜗轮轴选用30207型圆锥滚子轴承，其尺寸d×D

22、×B=35×72×17，其额定动载荷C=54.2KN,根本额定静载荷C。1、作用在蜗轮上的力Fre=680.6N Fte=1870N Fae各力方向如下列图F=F×57.7- Fae×d/2/=××35/2/F= Fre - FF×Fte×F= Fte- FF=F=2、计算两轴承的轴向力对于圆锥滚子轴承，计算轴承派生轴向力可用F=F/2Y于是有 F=F/2Y2× F=F/2Y2×而Fae+ F=537.78+308.83=846.61N>315.08N= F所以轴承“1放松，轴承

23、“2压紧。故F= F， F=Fae- F3、计算轴承当量动载荷P和P因为 F/ FF/ F那么X=1，Y=0两轴承的当量动载荷分别为：P=f(X F+Y F×1×P= f(X F+Y F×1×4、验算轴承寿命因为P>P，取其中较大者P进行受力验算那么轴承的寿命为 L=10/60nC/P =10/60××10 h > 38400 h所以所选轴承满足寿命要求。二蜗杆上轴承选用7008AC型角接触球轴承，d×D×B=40×68×15，其额定动载荷C=19KN,根本额定静载荷C。1、作用在蜗

24、轮上的力Fre=413.28N Fte=537.78N Fae=1870N各力方向如下列图F=F×57.7- Fae×d/2/=××40/2/F= Fre - FF×Fte×F= FF=F=2、计算两轴承的轴向力对于7000AC型角接触球轴承，计算轴承派生轴向力可用F于是有 F× F×而Fae+ F=1870+433.08=2303.08N>184.19N= F所以轴承“1放松，轴承“2压紧。故F= F， F=Fae- F3、计算轴承当量动载荷P和P查表得，两轴承的当量动载荷分别为：P=f(X F+Y F&#

25、215;××P= f(X F+Y F×××4、验算轴承寿命因为P< P，取其中较大者P进行受力验算那么轴承的寿命为 L=10/60nC/P =10/60×1420×10 h > 38400 h所以所选轴承满足寿命要求。七、键联接的选择与较核、较核轴向定位蜗轮的键键型为A型双圆头普通平键，其尺b×h=12×8，L=32mm=2T×103/Kld=2××103/×8×32×42=54MPa又=100120Mpa可见<故此键可用。、较核周向定位联轴器的键键型为A型双圆头普通平键，尺寸b×h