带式输送机传动装置设计

带式输送机传动装置设计以知条件.输送带工作拉力：F=2700KN.输送带运动速度：V=1.3M/S.滚筒直径：D=350mm.卷筒效率q=0.95工作情况：.两班制工作，连续单向运转。.工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35度.使用期限：4年一次大修，每年280个工作日，寿命8年。满意回答仅供参考-、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1。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=220mmo运动简图二、电动机的选择仁电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用丫系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：q总利带xr]2轴承xq齿轮xq联轴器xp|滚筒=0.96x0.992x0.97x0.99x0.95=0.86（2）电机所需的工作功率：Pd=FV/1000r]总=1700x1.4/1000x0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60x1OOOV/nD=60x1000x1.4/nx220=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=2~4,单级圆柱齿轮传动比范圉lc=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6-20,故电动机转速的可选范围为nd=ixnw=（6〜20）x121.5=729~2430i7min符合这一范围的同步转速有960r/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1Y132s-6310009607.932.632Y10012-43 1500142011.6833.89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Y10012-4。4、确定电动机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，选定电动机型号为丫100124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总二n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比⑴取i带=3(2)Vi总八齿乂匚带TT••・i齿=i总力带=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)nl=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nlI=nl/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nll=473.33/3.89=121.67(r/min)计算各轴的功率(KW)PI=Pdxq带=2.76x0.96=2.64KWPII=P|xq轴承xr］齿轮=2.64x0.99x0.97=2.53KW3、计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550x2.76/1420=18.56N?mTl=9.55p2A/n1=9550x2.64/473.33=53.26N?mTil=9.55p2A/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选择普通V带截型由课本［1〕P189表10—8得:kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2x2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本[1]PI89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=95mm>dmin=75dd2=1带ddI(1-e)=3x95x(1-0.02)=279.30mm由课本[I]P190表10-9,取662=280带速V:V=TTdd1rd/60xl000=TT><95x1420/60x1000=7.06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。(3)确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2aO+TT(dd1+dd2)/2+(dd2—dd1)2/4a0=2x500+3.14(95+280)+(280-95)2/4x450=1605.8mm根据课本[1]表(10—6)选取相近的Ld=1600mm确定中心距a=aO+(Ld-LdO)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm验算小带轮包角a1=1800-57.30x(dd2-dd1)/a=1800-57.30x(280-95)/497=158.6701200(适用)确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n]，查课本图I0—9得PI=1.4KWi7时单根V带的额定功率增量.据带型及i查⑴表10-2得△»〔二().I7KW查⑴表103得Ka=0.94；查⑴表10—4得KL=0.99Z=PC/[(P1+AP1)KaKL]=3.3/[(1.4+0.17)x0.94x0.99]=2.26(®3根)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/Ka)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062=134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(a1/2)=2x3x134.3sin(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>(6712xkT1(u+1)/(pdu[oH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=2小则大齿轮齿数:Z2=iZ1=x20=77.8取z2=78由课本表6・12K(pd=1.1(3)转矩T1T1=9.55x106xP1/n1=9.55x106x2.61M73.33=52660N?mm(4)载荷系数k: 取k=1.2(5)许用接触应力[oH][oH]=oHlimZN/SHmin由课本川图6-37查得：oHIiml=610MpaaHlim2=5OOMpa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=60x473.33x10x300x18=1.36x109N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4x108查⑴课本图6-38中曲线1,得ZN1=1ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[oH]1=aHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa[oH]2=oHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1>(6712xkT1(u+1)/(pdu[oH]2)1/3=49.04mm模数:m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79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obb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mZ1=2.5x20mm=50mmd2=mZ2=2.5x78mm=195mm齿宽：b=(pdd1=1.1x50mm=55mm取b2=55mmb1=60mm复合齿形因数YFs由课本⑴图6-40得：YFS1二4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[obb]根据课本[1]P116:[abb]=obb1imYN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限。bblim应为：obblim1=49OMpaobb1im2=41OMpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=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[obb1]=obbIim1YN1/SFmin=490x1/1=490Mpa[obb2]=abblim2YN2/SFmin=410x1/1=41OMpa校核计算obb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[abb1]obb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa<[obb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(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=nn1d1/60x1000=3.14x473.33x50/60x1000=1.23m/s因为V<6m/s，故取8级精度合适.六、轴的设计计算从动轴设计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⑵表13-1可知：ob=650Mpa,as=360Mpa,查[2]表13-6可知：[ab+1]bb=215Mpa[o0]bb=102Mpa,[o-1]bb=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：d>C查[2]表13-5可得,45钢取C=118则d>118x(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=9.55x106P/n=9.55x106x2.53/121.67=198582N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2x198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036xtan200=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0表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35x82GB5014-85(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向定位和固定，黑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恻装入，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=45mm，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】1]P270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i段:d1=35mm长度取L1=50mm11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)=96mmHI段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmIV段直径d4=5Omm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmV段直径d5=52mm.长度L5=19mm山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:已知小二195mm求转矩：已知T2=198.58N?m③求圆周力:Ft根据课本P127(6・34)式得Ft=2T2/d2=2x198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ft?tana=2.03xtan200=0.741N⑤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=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N山两边对称,知截面c的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37x96-2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01x96-2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图(如图d)MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图(如图e)转矩：T=9.55x(P2/n2)x106=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a=0.2,截面C处的当量弯矩:Mec=[MC2+(aT)2]1/2=[51.632+(0.2x198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式(6-3)oe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1x453=7.14MPa<[o-1]b=6OMPa・・・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号钢，调质处理。查[2]表13可知：ob=650Mpa,os=360Mpa,查[2]表13-6可知：[ab+1]bb=215Mpa[oO]bb=102Mpa,[o-1]bb=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：d>C查［2］表13・5可得，45钢取。=58贝d>118x(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=9.55x106P/n=9.55x106x2.64/473.33=53265N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2x53265/50N=213ON径向力：Fr=Fttan200=2130xtan200=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，两端轴承黑套筒实现轴向定位，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,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，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩:已知T=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127(6-34)式得Ft=2T3/d2=2x53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ft?tana=2.13x0.36379=0.76N⑤••-两轴承对称•'•LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2)截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38x100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065x100/2=52.5N?mi卜算合成弯矩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a=0.4Mec=[MC2+(aT)2]1/2=(55.832+(0.4x53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式(10-3)ae=Mec/(O.1d3)=59.74x1000/(0.1x303)=22.12Mpa<[o-1]b=6OMpa・・•此轴强度足够(7)滚动轴承的选择及校核讣算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10x300x16=48OOOh(1)由初选的轴承的型号为：6209,查⑴表14-19可知:d=55mm,夕卜径D=85mm，宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷C0=20.5KN,查⑵表10.1可知极限转速9000r/min(1)已知n11=121.67(r/min)两轴承径向反力:FR仁FR2=1083N根据课本P265(11・12)得轴承内部轴向力FS=O,63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2)VFS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682NFA2=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/FR1<ex1=1 FA2/FR2<ex2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表(14-12)®fP=1.5根据课本P264(14-7)式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5x(1x1083+0)=1624NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5x(1x1083+0)=1624N(5)轴承寿命计算VPI=P2故取P=1624N---深沟球轴承£==3根据手册得6209型的Cr=3I500N由课本P26404-5)式得LH=106(ftCr/P)e/60n=106(1x31500/1624)3/60X121.67=998953h>48OOOh•,•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⑴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00=111.5KN,查［2］表10.1可知极限转速1300Or/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10x300x16=48OOOh(1)已知nl=473.33(r/min)两轴承径向反力:FR仁FR2=1129N根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=0.63FR贝ijFS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N•••FS1+Fa=FS2Fa=O故任意取一端为压紧端，现取1端为II紧端FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N⑶求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63FA2/FR2=711.8NZ711.8N=0.63根据课本P265表(14-14)得e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表(14-12)取fP=1.5根据课本P264(I4・7)式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5x(1x1129+0)=1693.5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5x(1x1129+0)=1693.5N(5)轴承寿命计算VP仁P2故取P=1693.5N---深沟球轴承£二3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本P264(14-5)式得LH=106(ftCr/P)e/60n=106(1x19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>480OOh•,•预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算.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8x36GB1096-79大齿轮与轴连接的键为:键14x45GB1096-79轴与联轴器的键为:键10x40GB1096-79.键的强度校核大齿轮与轴上的键：键14x45GB1096-79bxh=I4x9,L=45，则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2Tll/d=2x198580/50=7943.2N挤压强度：=56.93<125-150MPa=[ap]因此挤压强度足够剪切强度：=36.60<120MPa=[]因此剪切强度足够键8x36GB1096-79和键10x40GB1096-79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M18x1.5油面指示器选用游标尺2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M18X1.5根据《机械设讣基础课程设计》表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号:GB/T5780 M18x30，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 M8x20,材料Q235螺栓:GB5782〜86M14x100，材料Q235箱体的主要尺寸：■■(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025x122.5+1=4.0625取z=8(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02x122.5+1=3.45取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5x8=12(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5x8=12(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5x8=20(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036x122.5+12=16.41(取18)(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)(8) 轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75x18= 13.5(取14)(