皮带运输机传动装置设计计算说明书

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计算说明书设计题目：皮带运输机传动装置学生姓名 学院名称 专业 学号 指导教师 2013年8月28日

《《机械设计基础课程设计2》任务书编号2—1—_3姓名 专业 年级 班级 设计完成日期 指导教师 设计题目：皮带运输机传动装置 (f | ‘ 」 (f | ‘ 」1—电动机 2—三角带传动 3—圆柱齿轮减速器 4—开式齿轮传动5—运输带 6—滚筒原始数据项 目设 计方 案1234运输带曳引力F（牛顿）3100320036004000运输带速度v（米/秒）0.970.90.80.75滚筒直径D（毫米）600555510512每日工作时数T（小时）24242424传动工作年限（年）10101010注：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，运输带转速允许误差为±5%。设计工作量：设计说明书丄份，减速器装配图丄张，减速器零件图丄张目录TOC\o"1-5"\h\z一、 传动方案的拟定及说明 3二、 电动机的选择 3三、 传动比的分配 41、 总传动 42、 各级传动比 4四、 传动件运动参数及动力参数计算 41、 计算各轴转速 42、 计算各轴的输入功率 43、 计算各轴扭矩 4五、 传动零件的设计计算 51、 皮带轮传动的设计计算 52、 开式齿轮传动计算 63、 减速器内齿轮传动计算 8六、 校验总传动比 10七、 轴的设计与强度校核计算 101、输入轴的尺寸设计 10112、输出轴的尺寸设计11TOC\o"1-5"\h\z3、输出轴强度校核 12八、 输出轴轴承的寿命计算 14九、 键的强度校核计算 141、 减速器内大齿轮联接键强度校验 142、 减速器外小齿轮联接键强度校验 14十、减速器的部分结构尺寸 151、 箱体结构设计 152、 箱体附件的设计选择 16十一、润滑与密封 16十二、参考资料目录 16

计算过程与说明结果—、传动方案拟定设计方案3：F=3600N（1）工作条件：使用年限10年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境f v=0.8m/s清洁。D=510mm（2）原始数据：滚筒圆周力F=3600N；带速v=0.8m/s；滚筒直径D=510mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机n 总=0.82总2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：n筒=29.96r/minn=nxn3xn xn xn总1带1轴承1闭式齿轮1开式齿轮'滚筒P奸=3.512KW工作=0.95x0.993x0.97x0.95x0.96=0.82电动机型号（2）电机所需的工作功率：Y132M1-6p—F-v_3600x0.8_3512KW工作10001 1000x0.82总3、确定电动机转速：计算滚筒工作：n_60x1000v_60x1000x0.8-29Q6r/min同 兀D 兀x510按手册推荐的传动比合理范围，取V带传动比i1=2〜3,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=3〜4,开式圆柱齿轮传动i3=3〜4。则总传动比理时范围为i严18〜48。总故电动机转速的可选范围为n“J/n=539.28〜1438.08r/min电机 总 筒符合这一范围的同步转速有750、1000r/min。根据容量和转速，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，选n=1000r/min。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Y132M1-6。

其主要性能：额定功率：4KW，满载转速960r/min。三、 计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比：i总=n+/n=960/29.96=32.043总 电机 筒2、 分配各级传动比取减速器：2=圆柱齿轮i3=3.8(单级减速器i=3~4合理)Ji总十也.•.V带i,=iJ(i2xi3)=32.043/3.82=2.2191丿总、 23四、 运动参数及动力参数计算1、 计算各轴转速(r/min)带咼速轴n=n=960r/min0 电机减速器高速轴ni=n0/i]=960/2.219=432.63(r/min)开式齿轮高速nII=nI/i2=432.63/3.8=113.85(r/min)传动滚筒轴nIII=nII/i3=113.85/3.8=29.96(r/min)2、 计算各轴的输入功率(KW)带高速轴P0=P=3.512KW0 工作减速器高速轴PI=P0^n带=3.512x0.95=3.336KW开式齿轮高速PII=P^n闭式齿轮承F齿=3.336x0.99x0.97=3.204KW滚筒轴Pra=P£n轴承勺开式齿轮=3.204x0.99x0.95=3.013KW3、 计算各轴扭矩(N・m)电动机输出轴T0=9.55x103P0/n0=9.55x103x3.512/960=34.937N・m减速器高速轴T[=9.55x103P/n[=9.55x103x3.336/432.63=74.640N・m开式齿轮高速T[i=9.55x103Pn/ni[=9.55x103x3.204/102.9=268.759N・mi总=32.043JL总V带1=2.219减速器‘2=3.8开式齿轮1=3.8n0=960r/minni=432.63r/minnii=113.85r/minniii=29.96r/minP0=3.512KWP[=3.336KWP[[=3.204KW卩皿=3.013KWT0=34.937N・mT[=74.640N・mT[[=268.759N・mT[[[=960.419N・m

滚筒轴人[[=9.55"03Pm/n[ii=9550x3.013/29.96=960.419N・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P173表11-5得：KA=1.3•A.p=KP=1.3x4=5・2KWC A由课本P172图11-9得：选用A型V带确定大小带轮基准直径，并验算带速由课本表11-6得，推荐的小带轮基准直径为75mm则取d’=125mm>d.=75d1 mind=d•n/n=125x960/432.63=277.373mmd2d10I由课本P174表11-7，取标准值dc=280mmd2实际从动轮转速ni'=noxdd1/dd2=960x125/280I 0d1d2=428.57r/min转速误差为：(ni-ni')/ni=(432.63—428.57)/432.63=0.00984v0.05(合适)实际传动比i'=960/428.57=2.240验算带速v：兀nd 兀x960x125 /v= 4^1—= =6.28m/s60x1000 60x1000在5〜25m/s范围内，带速合适。确定带长和中心矩根据课本P174式(11-19)得07(dd1+dd2)三a。<2(dd1+dd2)0.7(125+280)<a0<2x(125+280)取a0=650mm由课本P163式(11-1)得：Ld0=2a0+n(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=1945・4mm根据课本P167表(11-2)取L=2000mmdd”=125mmd1dc=280mmd2ni'=428.57r/mini'=2.24v=6.28m/s取a0=650L=2000mmda=677mmZ=4根F0=168.15NFq=1336.39N根据课本P174式（11-20）得：a~a+（L-L“）/2=677mm0dd0（4）验算小带轮包角ai=180°-（dd2-dd1）/ax57.30°=166.88°>120°（合适）（5）确定带的根数根据课本P171表（11-4）内插法得P]=1.377KW根据课本P175表（11-8）内插法得厶P1=0.109KW根据课本P175表（11-9）内插法得K=0.968a根据课本P167表（11-2）0=1.03由课本P174式（11-21）得取z=4z= c=取z=4(P+AP)KK1 1al（6）计算轴上压力由课本P167表11-1查得q=0.11kg/m，由课本P175式（11-22）、 厂 500P（2.5J单根V带的初拉力：F= CI――-1+qv2=168，15N0zv（K丿vay则作用在轴承的压力Fq,由课本P176式（11-23）Fq=2zF0sina1/2=1336.39N2、开式齿轮传动计算考虑到开始传动不易保证良好的润滑，古大小齿轮均拟采用HT300,硬度为220HBW。取齿轮传动精度为9级。开式传动按齿根弯曲疲劳强度设计计算。由课本P210（13-14）求模z1=20Z2z1=20Z2=76m=8mmd]=160mmd=608mm2a=384mm3ez2q]d1F（1） 小齿轮上的转矩Tl=Tii=268.759N^m（2）载荷系数K 由课本P211表13-5选取K=1.3（3）齿宽系数由课本P215表13-7选取=0.3d d

取Z]=20,则z2=i・Z]=3.8x20=76,i'=i=3.8许用弯曲疲劳应力Qf]的确定齿形系数YFa和应力修正系数YSa由齿数Z]=20、z2=76,查P210表13-4得匚1=2.80,Ysai=1・55；匚2=2.23,Ysa2=1・76。许用弯曲疲劳应力QF]b]=54mmb=48mm2i'=i=3.8①弯曲疲劳极限应力◎b]=54mmb=48mm2i'=i=3.8FlimQ=QFlim1Flim2=130MPa弯曲疲劳寿命系数kfnFNN=60njt,=60x113.85x1x300x10x24=4.918x1081hN=N/i=4.918x108/3.8=1.294x1081由图13-15查得Kfn1=0.92, Kfn2=0.95。FN1 FN2弯曲疲劳安全系数SF由表13-6，按一般可靠度FSF,=1.25，取SF=1.4Fmin F计算两轮的许用弯曲疲劳应力Rf]QF]1=K»xa /S匸=0.92x130/1.4=85.429MPaFN1Flim1FQF]2=KFN2xaFlim2/S=0皿130儿4=88.214Mpa(6)计算大、小齿轮的Y洱Y-Frt丁=2.80x1.55/85.429=0.0508F1Y话2干=2.23x1.76/88.214=0.0445F2YYYY YY因为-a1畀1＞舊2畀2，故应以-a1畀1代入式（13-14）。F1 F2 F1（7）计算模数、'2KT1YY 3：2x1.3x26&76x103x0.0508TOZ2Q] 0.3x202 6.6631d1F

开式传动，模数加大10%-15%，取m=1.10x6.663=7.329mm,m=8mm（8）计算主要几何尺寸d]=mxZ]=8X20=160mmd=mxz2=8X76=608mm22a=mx（Z1+Z2）/2=384mmb=©Xd]=0.3x160=48mm,取b2=48mm,b,=54mm。d 1 2 13、减速器内齿轮传动计算（1）齿面接触疲劳强度计算1） 小齿轮上的转矩Tl=Ti=73.640N・m2）齿宽系数© 由课本P215表13-7选取©=1d d3）载荷系数K 由课本P211表13-5选取K=1.34） 弹性系数ZE由课本表13-3查得ZE=189.8J'MPa匕 匕5） 许用接触疲劳应力9H①接触疲劳极限应力◎中 由图13-12C查得Hlim◎5’=670MPa, ◎“c=620MPaHlim1 Flim2接触疲力寿叩系数KFNFNN=60njt,=60x432.63x1x300x10x24=1.869x1091hN=N/i=1.869x109/3.8=4.918x1081由图13-15查得Khn1=0.92, Khn2=0.95。安全系数SH按一般可靠度，取SH_SH._1.0H H Hmin计算两轮的许用弯曲疲劳应力Rh[b]’=心小x0 /s=0.92x670=616.4MPaH1 HN1 Hlim1 H[b]r=Kgx◎*c/S=0.95x620=589.0MPaH2 HN2 Hlim2 Hz1=27z2=103m=2mmd]=54mmd=206mm2a=130mmb]=60mmb=54mm2i'=3.815v=1.223m/s因为[b ]2,故应以2代入齿面接触疲劳强度计H1 H2 H2算的设计式。d>2.321>2.32x7） 确定齿数d>2.321>2.32x7） 确定齿数Z]、Z]和模数m6）计算小齿轮分度圆直径d1：1.3x74640x4.8i13.8/189.8丫i589.0丿取z]=27z2=i・Z]=3.8x26=102.6，圆整后取z2=103m'=d1/Z]=1.997mm,取标准模数2mm实际d]=54mm实际i'=3.815,△，=（i-i'）/ix100%=-0.39%8） 几何尺寸计算d]=mxZ]=2X27=54mmd=mxz2=2X103=206mm22a=mx（Z]+z2）/2=130mmb=0,Xd=1X54=54mm,取b=54mm，b=60mm。

d1 2 19）计算齿轮圆周速度兀nd 兀x432.63x54v=i= =1.223m/s60x1000 60x1000（2）校核齿根弯曲疲劳强度1） 齿形系数YFa和应力修正系数YSa由齿数Z]=27、z2=103，查P210表13-4得YFa1=2.57，YSa1=1.60；YFa2=2.178，丫$&2=1.792。2） 许用弯曲疲劳应力0F]①弯曲疲劳极限应力◎Fl. 由图13-14a查得Flim◎“’=520MPa ◎sc=480MPaFlim1 Flim2②弯曲疲劳寿命系数KFN 由图13-15查得FN

KFN1=°.88' KFN2=°.92。弯曲疲劳安全系数SF 由表13-6F取SF=SF.=1.25FFmm计算两轮的许用弯曲疲劳应力Rf]2F]1=KFN1%°隔1/SF=°.矽520心=366・°亦2F]2%n2X°隔2/S=0"92^480儿25=353«28MPa3）校核齿根弯曲应■2KT1rYYbm2zFa1Sa11-2KT~YYbm2zFa2Sa2■2KT1rYYbm2zFa1Sa11-2KT~YYbm2zFa2Sa2154x4x27 F12X1.3X73640x2.178x1.792=128.134MPa<°]54x4x27 F2故安全。六、 校验总传动误差i\=i\•i'2•i'3=2.240X3.8X3.815=32.473i=32.043总△i总=(i总-i'总)/i总X100%=-1.34%v±5%丿总、 丿总、丿总、 丿总、七、 轴的设计1、输入轴的设计计算选择轴的材料d]=22mmL.=222mmd]=22mmL.=222mm入轴承6206键6x6初算轴径Ip |3336d1>C3-1=107x3 ——>21.1391mm1 •斗n \432.63考虑键d1=21.1391x1.03=21.7733mm,选取标准直径d1=22mm各段轴尺寸由于输入轴上齿轮分度圆直径较小，所以选择齿轮轴结构。各段轴径和轴肩的直径、长度如图所示

26 8 co 2^26 8 co 2^ 胡选择深沟球轴承，暂取轴承为6206。键的选择输入轴细端安装带轮，选择A型键，根据C22的轴径，键大小6x6,长度为28mm(比轴短10mm)2、输出轴的设计计算选择轴的材料选常用的材料45钢，调质处理初算轴径d1>C3P=118X3：3.204>35.8923mm1 •n 113.85考虑键d1=35.8923x1.03=36.9691mm,选取直径d1=37mmd=37mm2L出d=37mm2L出=248mm轴承6309键14x9键10x8各段轴径和轴肩的直径、长度如图所示齿轮在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮一端用轴肩定位，另一端用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，齿轮套筒，左端轴承和外齿轮轮依次从左面装入。

（4） 初选轴承选择深沟球轴承，暂取轴承为6309。（5） 键的选择输出轴中部安装减速器大齿轮，选择A型键，根据049的轴径，键大小14x9,长度为42mm（比轴毂10mm）输出轴细端安装开式齿轮大齿轮，选择A型键，根据037的轴径,键大小10x8,长度为42mm（比轴毂10mm）3、强度校核（输出轴）（1） 轴的受力分析Ft=2T/d=2x268.76x1000/206=2609.32N111Fr1=Ft1xtan20°=949.71NFt2=2T1/d2=2x268.76x1000/160=3359.5NFr=Ft2xtan20°=1222.75N22（2） 作轴的空间受力简图FahFhr\ 86.5mmiv/^O.Smnn/ 60.5mmFnAJ 「 Aj X仏 屉/］阳求各个轴承上的水平力和垂直力F=2632.65NAHF=4623.05NAVF=459.89NBHF,=3872.87NBV（3） 作水平和竖直方向的弯矩图M=113・10N・mAHM=310・75N-mAVFt=2609.32NFr1=949.71NFt2=3359.5NFr=1222.75N2F=2632.65NAHF尸4623.05NF=459.89NBHF尸3872.87NM=330.69N・mAM367.91N-mAe

八、 轴承的寿命计算根据设计条件，轴承的预期寿命为：24x300x10=72000h6309型深沟球轴承，其内径d为45mm,外径D=100mm,宽度B为25mmCr=52.8kN该轴承只承受纯径向载荷FrFAr>FBr故p=FAr=JF2+F2=5321.93NrAWAHAV对于球轴承，取&=3查教材表17—3得：ft=1了 106fC 106 （1x52800丫h60nP60x113.85（5321.93丿r=142958.5h（约19.9年）>72000h,・•・此轴承合格九、 键的校核计算1、 减速器内大齿轮与输出轴采用A型普通平键14x9轴径d=49mm,L=42mmbxh=14x9,l=L-b=42-14=28mmT=T[[=268.759N・m4Ta =86.764MPav[g]（轮毂材料为钢，载荷平稳，许用挤压Pdhl p应力[o]p=125〜150Mpa）故联接能满足挤压强度要求。2、 输出轴与减速器外齿轮联接用A型