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D278mm,扭矩T248N.m带速V0.98m/s，年限9年班制2，载荷微振电机的选择计算1. 选择电机的转速：a. 计算传动滚筒的转速nw=60V/nl=60X0.98/3.14X0.278=67.326r/minb. 计算工作机功率pw=nw/9.55X103=248

2、X67.326/9.55X103=1.748Kw2. 工作机的有效功率a.传动装置的总效率带传动的效率n1=0.96弹性联轴器的效率n2=0.99滚筒的转速nw=67.326r/min工作机功率pw=1.748Kw计算内容计算结果滚动轴承的效率n3=0.99滚筒效率n4=0.96齿轮啮合效率n5=0.97总效率n=n1Xn2Xn34Xn4Xn52=0.95X0.99X0.994X0.96X0.972=0.816c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/n=1.748/0.816=2.142kw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

3、转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比Y100L1-41 Y112M-6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。二. 运动和动力参数的计算1.分配传动比取i带=2.5总传动比i=13.962i减=i/i带=13.962/2.5=5.585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=2.0342.运动和动力参数计算:总效率n=0.816电动机输出功率Pr=2.142kw选用三相异步电动机Y112M-6p=2.2kwn=940r/min中心高H=1112mm外伸轴段DXE=28X60i=13.96

4、2i12=2.746i23=2.034P0=2.142Kw计算内容计算结果0轴（电动机轴）:p0=pr=2.142Kwn0=940r/minI轴（减速器高速轴）：p1=p.n1=2.1420.95=2.035Kwn1=n0/i01=940/2.5=376T1=9.55103H轴（减速器中间轴）：p2=p1n12=p1n5n3=2.0350.970.99=1.954Kwn2=n1/i12=376/2.746=136.926r/minT2=9.55103皿轴（减速器低速轴）：p3=p2n23=p2n5n3=1.876Kwn3=n2/i23=67.319r/minT3=9.55103W轴（鼓轮轴）:

5、p4=p3n34=1.839Kwn4=n3=67.319r/minT4=9.55103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ddl,dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kwn0=940r/minT0=21.762N.mp1=2.035Kwp2=1.954Kwn2=136.926r/minT2=136.283N.mp3=1.876Kwp4=1.839Kwn4=67.319r/min小带轮转速n1=n0=940r/min选取A型V带取dd1=118mmdd2=(n1/n2)dd1=(940/376)118=295mm取标准

6、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=312.5mm取标准值dd2=315mm实际传动比i=dd1/dd2=315/125=2.52n2=n1/i=940/2.52=373.016(误差为8%允许)所选V带带速v=ndd1n1/(601000)=3.14125940/(601000)=6.152m/s在525m/s之间所选V带符合(2)确定中心距初定aO:0.7(dd1+dd2)<

7、a0<2(dd1+dd2)308<a0<880取a0=550mmLc=2a0+(n/2)(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2550+(3.14/2)(315+125)+(315-125)2/4550=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=546.221mm取a=547mm,a的调整范围为：amax=a+0.03Ld=601mmamin=a-0.015Ld=520mm(2)验算包角:a180°-(dd2-dd1)60°/a=180°

8、;-(315-125)60°/547=159°>120°,符合要求确定根数:z>pc/p0'p0'=Ka(p0+Ap1+Ap2)Ka=1.25(1-)=0.948对于A型带：c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,c3=9.610-15,c4=4.6510-5L0=1700mm1=98.437rad/sp0=dd131c1-c3(dd131)2c4lg(dd1310-15(12598.437)2-4.6510-5lg(12598.437)=1.327 p1=c4dd131=0.148p2=c4dd131=0.0142p0'

9、;=0.948(1.327+0.149+0.0142)=1.413Kw确定根数：z><Zmaxz=取z=2确定初拉力F0F0=500=500X=175.633KN(4) 带对轴的压力QQ=2F0zsin=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ZG340640，正火处理，齿面硬度170220HBS应力循环次数N：N1=60n1jLh=60X376X(9X300X16)=9.74X108N2=N1/i1=9.74X108-2.746=3.549X108查文献2图

10、5-17得：ZN1=1.02ZN2=1.11(允许有一点蚀)由文献2式(5-29)得：ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0,Zw=1.0，ZLVR=0.92按齿面硬度250HBS和170HBS由文献2图(5-16(b)得：bHlim仁690Mpa,bHlim2=450Mpa许用接触应力bH1=(bHlim1/SHmin)ZN1ZX1ZwZLVR=647.496Mpa,bH2=(bHlim2/SHmin)ZN2ZX2ZwZLVR=459.540Mpa因bH2bH1，所以计算中取bH=bH2=459.540Mpa按接触强度确定中心距初定螺旋角B=12°ZB=0.989初取KtZ&

11、#163;t2=1.12由文献2表5-5得ZE=188.9，减速传动u=i1=2.746，取a=0.4端面压力角at=arctan(tanan/cosB)=arcta(tan20°/cos12)=20.4103°基圆螺旋角Bb=arctan(tanBXcosat)=arctan(tan12Xcos20.4103°)=11.2665°ZH=2.450计算中心距a：计算内容计算结果a=111.178mm取中心距a=112mm估算模数mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)X=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

12、允许范围之内修正螺旋角B=10°50'39与初选B=12°相近，ZB,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KB=1.051由文献2表5-4,Ka=1.2载荷系数K=KAKVKBKa=计算重合度：齿顶圆直径端面压力角：齿轮基圆直径：mmmm端面齿顶压力角：高速级斜齿轮主要参数：mn=2z1=30,z2=80B=10

13、76;50'39mt=mn/cosB=2.036mmd1=61.091mmd2=162.909mmda1=65.091mmda2=166.909mmdf1=d1-2(ha*+c*)mn=56.091mmdf2=d2-2(ha*+c*)mn=157.909mm中心距a=1/2(d1+d2)=112mm齿宽b2=b=45mmb1=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

14、：计算齿根弯曲应力：均安全。低速级直齿轮的设计选择材料小齿轮材料选用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N仁60nljLh=1.748X108N2=N1/i1=0.858X108计算内容计算结果查文献2图5-17得:ZN1=1.12ZN2=1.14按齿面硬度250HBS和162HBS由文献2图(5-16(b)得：bHlim仁690Mpa,bHlim2=440Mpa由文献2式5-28计算许用接触应力:bH1=(bHlim1/SHmin)ZN1ZX1ZwZLVR=710.976Mpa，

15、bH2=(bHlim2/SHmin)ZN2ZX2ZwZLVR=461.472Mpa因bH2bH1，所以取bH=bH2=461.472Mpa按接触强度确定中心距小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m初取KtZ£t2=1.1由文献2表5-5得ZE=188.9，减速传动u=i23=2.034，取a=0.35计算中心距a:a>=145.294mm取中心距a=150mm估算模数m=(0.0070.02)a=(0.0070.02)X150=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：mmmm圆周速度由文献2表5-6取齿轮精度为8级按电机驱动

16、，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献2表5-3取KA=1.25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KB=1.03由文献2表5-4，Ka=1.1载荷系数K=KAKVK3Ka=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，丫Fa2=2.22由文献2图5-15得YSa仁1.71,YSa2=1.80。Ye=0.25+0.75/ea=0.25+0.75/1.804=0.666由文献2图5-18(b),(TFlim1=290Mp,bFlim2=152Mp由文献2

17、图5-19,YN1=YN2=1.0,因为m=45mmYX仁YX2=1.0取YST=2.0,SFmin=1.4。计算许用弯曲应力：bF1=bFlim1YSTYN1YX1/SFmin=414MpbF2=bFlim2YSTYN2YX2/SFmin=217Mp计算齿根弯曲应力：bF1=2KT1YFa1YSa1%/bd1m=2X1.445X136283X2.36X1.71>0.666/53X100X2=99.866MpbF1bF2=bF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=98.866MpbF2均安全。五轴的结构设计和轴承的选择a1=112mm,a2=150mm,bh2=45mm,bh1=bh2+

18、(510)=50mmbl2=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=22n3=22mm3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=2X(5+10)+50+10+60+20=170mmX(5+10)+50+10+60+20=X(5+10)+50+10+60+20=170mmX(5+10)+50+10+60+20=z1=50,z1=50z2=100u=2.034

19、d1=100mmd2=200mmda1=104mmda2=204mmdf1=d1-2(ha*+c*)m=95mmdf2=d2-2(ha*+c*)m=195mma=1/2(d2+d1)=150mm齿宽b2=b=53mmb1=b2+(510)=60mm计算结果l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2172mml3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2X(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

20、=170mm,lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mmlBC=lAB-lAC=170-50=120mm计算齿轮啮合力：Ft仁2000T1/d仁2000X51.687/61.091=162.131NFr仁Ftltan«n/cos31692.13Xtan20°cos10.8441°=627.083NFa1=Ft1tanpxtan10.8441°=324.141N(a) 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：RAx=Ft1lBC/lAB=1692.131X120/170=1194.445NRBx=Ft1-

21、RAx=1692.131-1194.445=497.686NRAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083X120+324.141X61.091/2)/170=500.888NRBy=Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N支承反力弯矩转矩计算内容计算结果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d>100，由于外伸端轴开一键槽，d=17.557(1+5%=18.435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

22、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30205GB/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：计算内容计算结果IAB=I2=172mm,IAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mmIBC=IAB-IAC=172-51=121mmIBD=n2/2+c+k+bI1/2=22/2+5+10+60/2=56mm(a)计算齿轮啮合力：Ft2=2000T2/d2=2000X136.283/162.909=1673.118NFr2=Ft2tano

23、n/cosp=1673.118Xtan20°cos10.8441°=620.037NFa2=Ft2tanp=1673.118Xtan10.8441°=320.499NFt3=2000T2/d3=2000X136.283/100=2725.660NFr3=Ft3tana=2725.660Xtan20°=992.059N(b)求水平面内和垂直面内的支反力RAx=(Ft2IBC+Ft3IBD)/IAB=(1673.118X121+2725.660X56)/172=2064.443NRBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.4

24、43=2334.35NRAY=(Fa2d2/2-Fr2IBC+Fr3IBD)/IAB=(320.449X162.909/2-620.037X121+992.059X56)=190.336NRBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=计算内容计算结果181.656NRA=2073.191N,RB=2341.392N 轴的结构设计按经验公式，d>A0由文献2表8-2，取A0=110则d>110，取开键槽处d=35mm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

25、如下图：中间轴上轴承选择：选择轴承6206GB/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：d>A0=110联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=33.5(1+3%)=34.351mm,取标准d=35mm轴上危险截面轴径计算：d=(0.30.4)a=(0.30.4)X150=4560mm最小值dmin=45X(1+3%)=46.35mm,取标准计算内容计算结果50mm初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40X80X18轴上各轴径及长度初步安排如下图： 低速级轴及轴

26、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，a0.6Mca2=Mca3=a计算弯矩图如下图：计算内容计算结果n剖面直径最小，而计算弯矩较大，忸剖面计算弯矩最大，所以校核n，w剖面。H剖面：(Tca=Mca3/W=159679.8/0.1X353=37.243Mp忸剖面：oca=Mca2/W=192194.114/0.1X503=15.376Mp对于45号纲，(TB=637Mp，查文献2表8-3得（Tb-1=59Mp,tca（Tb1,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，n，皿，w剖面为过度圆角引起应力集中，只算n剖面

27、即可。I剖面与n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。区-x面比较，它们直径均相同，区与x剖面计算弯矩值小，忸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w与叫剖面危险，w与叫剖面的距离较接近（可取5mn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i、n剖面疲劳强度：i剖面因键槽引起的应力集中系数由文献2附表1-1查得：kb=1.76,kt=1.54n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：kb=1.97,kt=1.5。n剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献2附

28、表1-2（用插入法）：（过渡圆角半径根据D-d由文献1表4.2-13查取）kt=1.419,故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算n剖面n剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：max=T/WT=266.133/0.2X353=31.036Mp,ta=tm=tmax/2=15.52Mp绝对尺寸影响系数查文献2附表1-4得：=0.88£T=0.8,1表面质量系数查文献2附表1-5:Bb=0.92，Bt=0.92n剖面安全系数为：S=St=取S=1.51.8，SSn剖面安全。b、校核W，W剖面：W剖面按H7/K6配合，引起的应力集中系数查附表1-1，kb=1.97,kt=31W剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2，kb=1.612,kt=1.43叫剖面因键槽引起的应力集中系数查文献2附表1-1得：kb=1.82,kt=1.62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W剖面MVI=113RA=922.089X113=104196.057N.mm,TVI=266133N.mmW剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力：bmax=MVI/W=104196.057/0.1X503=8.33