胶带式运输机传动装置设计

1、.胶带式运输机传动装置设计计算说明书设计题目胶带式运输机传动装置学院专业材料科学与工程学院无机非金属专业班级材料 1408学号5120141828设计 者王振兴辅导老师曹剑校名西南科技大学2015 年 12 月;.目录一电机的选择3二、确定传动装置的总传动比和分配传动比4三、传动零件的设计计算5四、减速器结构设计9五、轴的效核及计算9六键连接的选择和计算,.14七，联轴器的选择15八，减速器的设计15九，设计小结15十，资料参考 .;.一、 电动机的选择：1、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380v ，y 型。2、选择电动机容量：电动机所需的功率为：pd

2、pw kwa（其中： pd 为电动机功率，pw 为负载功率，a 为总效率。）传动效率分别为：联轴器的效率滚动轴承效率120.99 * 0.990.9800.98 * 0.98 * 0.980.941闭式齿轮传动效率30.97 * 0.970.941链传动效率50.92卷筒效率40.960传动装置的总效率a 应为组成传动装置的各部分运动副效率只之乘积,即：a1 ? 2 ? 3 ? 4 ?50.980 * 0.941* 0.941* 0.960 0.92 0.7743负载功率 :pwfv /10001.8 1031.5 / 1000 2.7kw折算到电动机的功率为 :pdpw2.73.48 kwa

3、0.77433、确定电动机转速：卷筒轴工作转速为：n601000v6010001.5d3.1495.54r / min300查表得：二级圆梯形齿轮减速器传动比 i 8 40,链传动传动比； i 2 6 减速器的总传动比 i总16 240 ，所以电机的可选范围为：nd i a ?n(16 240)95.541528.64 22929.6 r / min 。则符合这一范围的同步转速有1500 和 3000 ，所以可供选择的的电机有：序号电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量额定转矩额定转矩（kg ）1y112m-2428902.22.3452y112m-4414402.22.343;.综合

4、考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量和减速器的传动比， 可以选择的电机型号为 y112m-2 ，其主要性能如上表的第 1 种电动机。二、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、减速器的总传动比为：ianm2890n30.2595.542、分配传动装置传动比：iai0 ? ii i 1 ?i 2（式中 i 0 1为联轴器的传动比，i 为减速器的传动比，i 为链传动的传动比。 ）取链传动的传动比i 2.1则减速器的传动比iia （/ i0 ? i )30.25 / 2.1 14.43、按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由展开式曲线查得 i13.4 ，则 i2i / i1 14.4

5、/ 3.4 4.23 。4、计算各轴的动力和动力参数(1) 各轴的转速轴： nm/i02890 / 12890r/ minn轴： /i12890 / 3.4850r/ minnn轴： nn / i2850 / 4.23 200.9r / min卷筒轴： nn / i 0200.9 /1200.9r / min（ 2）各轴的输入功率轴： ppd ? 01pd ?13.480.993.445kw轴： pp?12pd?2?33.4450.980.973.275kw轴： pp ?23pd ? 2 ? 33.2750.980.973.113kw卷筒轴： pp ?34 p ?2 ? 13.1130.980

6、.993.020kw -轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98.(3) 各轴的转矩电动机的输出转矩：td 9550pd95503.48nm11.49n ? m2890轴： ttd ?i0 ? 111.49 1 0.99 11.375 n ? m;.轴： tt?i1?2?311.3753.40.980.9736.764n?m轴： tt ? i 2?2?3 36.7644.23 0.98 0.97147.831n ? m卷筒轴： tt ?2? 4147.831 0.980.99143.425 n ? m -轴的输出转矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98.运动动力参数计算结果整理于

7、下表轴名功率 p/kw转距 t/n*m转速 n转动比 i效率输入输出输入输出r/min电机轴3.4828.65289010.99轴3.4453.37611.37527.7972890轴3.2753.21036.764124.1918503.40.95轴3.1133.051147.83378.958200.94.230.951卷筒轴3.0202.959143.42367.666200.910.975三、传动零件的设计计算1、材料选择齿轮。初选大小齿轮的材料均45 钢，经调质处理。其硬度在 210-250hbs，齿轮等级精度为8 级。由于减速器要求传动平稳， 所以用圆柱斜齿轮。初选10 。2、计算

8、高速级齿轮（1）、查取教材可得： k a1.25 ， k v1.11， k1.2 ， k1.1；kk a k v k k1.251.11 1.2 1.1 1.832传动比 i3.4 由表查得各数据如下：z h2.47 ， z e189.8， z0.89，取10则 z0.99（ 2）、接触疲劳施用应力查图可知： h lim 1h lim 2610mpa ；sh lim 11.2则应力循环次数：n1 60 n1 jl h60 2890158 2501.73410 9n 2n1 / i 1.73410 9 / 3.45.1 108又查图可知： z n1z n 21 则：h lim z n6101hp

9、 1hp 2sh lim508.3mpa1.2(3)、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数d1.2;.zh ze z z2(u1)32kt1d1?uhpd2.47189.80.890.99221.83227.797103(3.41)3508.31.23.441.7mm(4)、确定 中心距 aad1 (1i )41.7 (13.4)91.74mm22就尽量圆整成尾数为 0 或 5,以得于制造和测量，所以初定a100mm。(5)、选定模数 mn 、齿数 z1 、 z2 和螺旋角amn( z1z2 )2 cos一般 z125 40 ，8 15 。初选 z130 ，10 ，则 z2iz1 3.4 30 10

10、2mn2a cos2 100cos101.492z1z230102由标准模数取 mn2mm ，则z1z22a cos2 100 cos1098.5mn2取 z1z299则z1z1z29922.51i13.4取 z123z2992376齿数比： z2 / z177 / 233.35与 i3.4 的要求比较，误差为0.1% ，可用。于是cos 1 mn (z1z2 )cos 12998.122a2100满足要求。（6 ）、计算齿轮分度圆直径小齿轮d1mn z122346.464mmcoscos8.12大齿轮d2mn z2276153.535mmcoscos8.12（7）、齿轮宽度bd d11.24

11、6.46 55.8mm圆整大齿轮宽度b256mm取小齿轮宽度b162mm;.（ 8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：f lim 1f lim 2220mpa ； ； sf min1.5 ； yn 1yn 2 1: yst2.0f lim ystyn2202293.33mpafpsf min1.15根据 z1 、z2 查表则有： yfa 32.35 ；yfa 42.2 ；ysa31.58 ；ysa 41.77 ； y0.68y 20.9则f 12kt1 yfa1ysa1y y2 1.832 11.375 1032.35 1.58 0.68 0.9 16.4mpafpbd1mn62 46.464

12、2yfa2ysa216.42.21.7717.2 mpaf 2f1 yfa1ysa12.351.58fp所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。3、计算低速级齿轮（1）、查取教材可得： k a1.25， k v1.11， k1.2，k；1.1kk a k v k k1.251.11 1.2 1.1 1.832传动比 i3.4 由表查得各数据如下：z h2.47 ， z e189.8， z0.89 ，取10 则 z0.99（ 2）、接触疲劳施用应力610mpa查图可知： h lim 1h lim 2； sh lim 11.2则应力循环次数：n 360n3 jl h60 200.9 15

13、8 2501.2054108n 4n 3 / i2 1.2054108 / 2.854.22910 7又查图可知： z n1z n 21则：hp 1hp 2h lim zn6101508.33mpash lim1.2(3)、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数d1.222kt1(u1)d1zh z e z z?3?uhpd3 2.47 189.8 0.8 0.99 2 2 1.832 147.831 103 (2.85 1)508.331.22.8578.5mm(4)、确定 中心距 aad1 (1i )78.5(12.85)151.113mm22就尽量圆整成尾数为0 或 5,以得于制造和测量，所以初

14、定a155mm。(5)、选定模数mn 、齿数 z1 、 z2 和螺旋角;.amn( z3z4 )2 cos一般 z325 40 ，8 15 。初选 z330 ，10 ，则 z4 i2 z3 4.23 30 126.92a cos2155cos101.97mnz3z430126由标准模数取 mn2mm ，则z32a cos2 155 cos10153.45z4mn2取 z3z4154则z3z3z415429.451i 214.23取 z330z4 154 30 124齿数比： z4 / z3124 / 304.13与 i4.23 的要求比较，误差为2.3% ，可用。于是cos 1 mn (z3z

15、4 )cos 1 21548.102a2155满足要求。（6 ）、计算齿轮分度圆直径小齿轮d3mn z323060.6mmcoscos8.10大齿轮d4mn z42124250.5mmcoscos12.10（7）、齿轮宽度bd d31.260.672.72mm圆整大齿轮宽度b473mm取小齿轮宽度b367mm（ 8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：f lim 1f lim 2220mpa； ； sf minn 1n 211.5 ； yyfpf lim ystyn22021293.33mpasf min1.5根据 z3 、z4查表则有： yfa 12.35 ；yfa 22.2 ；ysa11.58

16、；ysa21.77 ； y 0.68y0.9则;.f 32kt3 yfa 3ysa3y y2 1.832 36.724 1032.35 1.58 0.68 0.9 32.34mpafpbd3 mn78 60.6 2yfa 4ysa432.342.21.7733.91mpaf 4f 3 yfa 3ysa32.351.58fp所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。所以齿轮的基本参数如下表所示:名称符号公式齿 1齿 2齿 3齿 4齿数zz237630124分度圆直径ddmz46.46153.5360.6250.545齿顶高hahaha* m2233齿根高h fhf(ha*c* )m2.5

17、2.53.753.75齿顶圆直径d ad ad2h a50.46157.5366.6254.545齿根圆直径d fd fd2h f43.96151.0356.85246.7545中心距aa m( z1z2 ) / 2100155孔径b齿宽bbd d162566773四、减速器结构设计名称符号减速器型式及尺寸关系 /mm箱座壁厚10箱盖壁厚110箱盖凸缘厚度b115箱座凸缘厚度b15箱座底凸缘厚度b225地脚螺钉直径d f16地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d112;.机盖与座联接螺栓直径d 2联接螺栓 d 2 的间距l轴承端盖螺栓直径d3视孔盖螺钉直径d 4定位销直径dd f 、 d1 、

18、d 2 到外箱壁距离c1d f 、 d 2 至凸缘边缘距离c 2轴承旁凸台半径r1凸台高度h外箱壁至轴承座端面距离l1大齿轮顶圆与内箱壁距离1齿轮端面与内箱壁距离2箱盖、箱座肋厚m 、m1轴承端盖外径d 2轴承端盖 凸缘厚度t轴承旁联接螺栓距离s五、轴的效核及计算：1218086822 、18 、 20 20 、201350401413m19 ； m9112 ， 120 ，140 10113 ， 147 ，155（1）、计算轴的最小直径 (查表取 c=110)轴 :最小直径为 dc3p11039.9716.6mmn2890考虑到联轴器的内径 ,故最小直径取20 轴 :最小直径为 dc3p110

19、39.4824.6mmn850考虑到滚子轴承的内径 ,故最小直径取 30轴 :最小直径为 dc3p11039.0139.01 n200.9考虑到滚子轴承的内径 ,故最小直径取 45 （2 ）轴的校核 3选材 45 钢，调质处理，其机械性能由表查 1b =60mpa ， b =640mpa,1=275mpa, 1=155mpa ,p=6.57kw,t3 =328.522n.mm,d 3min =36;.联轴器的计算转距 tcak a * t3 查表取 k a =1.3 ，tcak a * t3 =1.3*328522=427078.6n.mm选择联轴器为联轴器1 为弹性柱销联轴器：型号如下ja3

20、560hl3 联轴器(gb 5014-85) ，其工称转距为630n.m,ja35轴 3 的结构、尺寸如下图：1 、求作用齿轮上的力： d=225.42mm,t3 =349640n.mmft2t32*3496402868 nfrfttan n1057 n fa ft tan465nd243.81cos2 、求作用于轴上的支反力：a、水平支反力：rh 1rh 2 ftft *72 rh 2 (72148) 得 rh 1 =1929nrh 2 =930n垂直面内支反力：rv 1fr rh 20 rv 1 (72 148)f *148 r m afa d0 m a2得 rv1 =453nrv 2 =

21、604nb、作出弯距图根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：m h =138972n.mmm v 1 =32618n.mmm v 2 =89392n.m总弯距 mm h2m v2m 1 =142749n.mmm 2 =165248n.mm3 、作出扭距图4 、作出计算弯距图m ca 2m 2( t )21652402(0.6)2 =267046n.mmm ca1 = m 1 =142749n.mm5 、校核轴的强度m cam ca=24.146mpas=1.5故可知其安全。（ 1）截面 ii 右侧抗弯截面模量按表11.5 中的公式计算33w=0.1d =11059mm33抗扭

22、截面模量wt =0.2 d =22118mm弯矩 m 为m=1652401*724472=64260n.mm截面 ii 上的扭矩 t=349640 n.mm截面上弯曲切应力b= m=5.811mpawt截面上的扭转切应力t = wt=15.808mpa过盈配合处的k/值，由手册可知k/ r =0.8k/于是得k/=2.457k/r =1.966=0.92轴按磨削加工，得表现质量系数为故得综合系数为：k = k /+1/-1=2.544k=k/r +1/-1=2.053轴在截面 4的左侧的安全系数为s=1 / （kb +m ）=18.602s=1 / （kt +m ）=9.325sca = s

23、s /22ss =8.336s=1.5故该轴在 i 右侧的强度也是足够的。又因本传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。;.一、 轴承的选择和计算选择轴承（ 1）、选择轴承轴承 1深沟球轴承 6005c(gb/t292-94)轴承 2深沟球轴承 6008c(gb/t292-94)轴承 3深沟球轴承 6009c(gb/t292-94)（2）校核轴承（ 3 轴）深沟球轴承 6005c 查手册得 cr=25800ncr=20500n0rr 2r 2r1 =1981nr2 =1116nvh计算派生力系 s1 、 s2 ，由表得 s=0.5rs1 =0.5 r1 =9905ns2

24、=0.5 r2 =558n因 s2 + fa =1023 s1 故 2 边为紧边，所以a1 = s2 + fa =1023na2 = s2 =558n计算当量动负荷轴承 i： a1 =1023/20500=0.050由表 8.5 得 e1 =0.42c0a1 =1023/1116=0.52e1 由表 8.5 得 x1 =0.44 y1 =1.32r1p1 = f p （ x1r1 + y1 a1 ）=2222n同理可得 p2 =1277.82lh =23360hh60np寿命选用合乎要求。六，键连接的选择和计算根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸， 查有关资料如下： 本减速器的工作条件为有轻度冲击载荷，选择键如下：键名国标1 ( 联轴器 )键 6x6 gb1096-79a 型;.2（齿轮 2）键 14x9 gb1096-79a 型3（齿轮 3）键 14x9 gb1096-79a 型4（齿轮 4）键 14x9 gb1096-79a 型5（输出轴）键 10x8 gb1096-79a 型查表的钢的静联接在时的许用应力p =100120mpa校核键 10 =4