帶式輸送機傳動裝置課程設計97066

1、僅供參考一、傳動方案擬定第二組第三個數(shù)據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩(wěn)。（2） 原始數(shù)據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；滾筒直徑D=220mm。 運動簡圖二、電動機的選擇1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相異步電動機。2、確定電動機的功率：（1）傳動裝置的總效率：總=帶×2軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)電機所需

2、的工作功率：Pd=FV/1000總=1700×1.4/1000×0.86 =2.76KW3、確定電動機轉速：滾筒軸的工作轉速：Nw=60×1000V/D=60×1000×1.4/×220=121.5r/min根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=24，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=35，則合理總傳動比i的范圍為i=620，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（620）×121.5=7292430r/min符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三

3、種適用的電動機型號、如下表方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比 KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y100l2-4。其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/

4、min，額定轉矩2.2。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.682、分配各級傳動比（1） 取i帶=3（2） i總=i齒×i 帶i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/min）nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 計算各軸的功率（KW） PI=Pd×帶=2.76×0.96=2.64KW PII=P

5、I×軸承×齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 計算各軸轉矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m 五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通V帶截型由課本1P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW據PC=3.3KW和n1=473.33r/min

6、由課本1P189圖10-12得：選用A型V帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由1課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i帶dd1(1-)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由課本1P190表10-9，取dd2=280帶速V：V=dd1n1/60×1000=×95×1420/60×1000 =7.06m/s在525m/s范圍內，帶速合適。（3） 確定帶長和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(9

7、5+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根據課本1表（10-6）選取相近的Ld=1600mm確定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm (4) 驗算小帶輪包角1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>1200（適用） （5） 確定帶的根數(shù)單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KWi1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查1表10-2得 P1=0.17KW查1表10-3，得K=0.94

8、；查1表10-4得 KL=0.99Z= PC/(P1+P1)KKL=3.3/(1.4+0.17) ×0.94×0.99=2.26 (取3根) (6) 計算軸上壓力由課本1表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kN則作用在軸承的壓力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪

9、傳動屬于閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面。查閱表1 表6-8，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1 (6712×kT1(u+1)/duH2)1/3確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=3.89取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78 由課本表6-12取d=1.1(3)轉矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2

10、.61/473.33=52660N?mm(4)載荷系數(shù)k : 取k=1.2(5)許用接觸應力HH= Hlim ZN/SHmin 由課本1圖6-37查得：Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查1課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin

11、=610x1/1=610 MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1 (6712×kT1(u+1)/duH2)1/3=49.04mm 模數(shù)：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取課本1P79標準模數(shù)第一數(shù)列上的值，m=2.5(6)校核齒根彎曲疲勞強度 bb=2KT1YFS/bmd1確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×78mm=195mm齒寬：b=dd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)復合齒形因數(shù)YFs 由課本1

12、圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)許用彎曲應力bb根據課本1P116：bb= bblim YN/SFmin由課本1圖6-41得彎曲疲勞極限bblim應為： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa由課本1圖6-42得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN1=1 YN2=1彎曲疲勞的最小安全系數(shù)SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1計算得彎曲疲勞許用應力為bb1=bblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpabb2= bblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核計算bb1=2kT1YFS1/ b

13、1md1=71.86pa< bb1bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< bb2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9)計算齒輪傳動的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)計算齒輪的圓周速度V計算圓周速度V=n1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因為V6m/s，故取8級精度合適 六、軸的設計計算 從動軸設計 1、選擇軸的材料 確定許用應力 選軸的材料為45號鋼，調質處理。查2表13-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可

14、知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、按扭轉強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： dC 查2表13-5可得，45鋼取C=118 則d118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=35mm 3、齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N 齒輪作用力： 圓周力：Ft=2T/d=2×19858

15、2/195N=2036N 徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、軸的結構設計 軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。 （1）、聯(lián)軸器的選擇 可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查2表9.4可得聯(lián)軸器的型號為HL3聯(lián)軸器：35×82 GB5014-85 （2）、確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置 在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承

16、蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位 （3）、確定各段軸的直徑將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配（如圖），考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm. (4)選擇軸承型號.由1P270初選深溝球軸承,代號為6

17、209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm. (5）確定軸各段直徑和長度段：d1=35mm 長度取L1=50mmII段:d2=40mm 初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直徑d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=50mm長度與右面的套筒相同

18、，即L4=20mm段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm(6)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=195mm求轉矩：已知T2=198.58N?m求圓周力：Ft根據課本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得Fr=Ft?tan=2.03×tan200=0.741N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=F

19、BZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=0.2，截面C處的當量彎矩

20、：Mec=MC2+(T)21/2=51.632+(0.2×198.58)21/2=65.13N?m(7)校核危險截面C的強度由式（6-3） e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< -1b=60MPa該軸強度足夠。 主動軸的設計 1、選擇軸的材料 確定許用應力 選軸的材料為45號鋼，調質處理。查2表13-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、按扭轉強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構

21、要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： dC 查2表13-5可得，45鋼取C=118 則d118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考慮鍵槽的影響以系列標準，取d=22mm 3、齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N 齒輪作用力： 圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N 確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱

22、布置 在齒輪兩邊。齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn) 軸向定位和固定 ，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位， 4 確定軸的各段直徑和長度初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(2)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=50mm求轉矩：已知T=53.26N?m求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N求徑向力Fr

23、根據課本P127（6-35）式得Fr=Ft?tan=2.13×0.36379=0.76N兩軸承對稱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在垂直面彎矩為MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)計算當量彎矩：根據課本P235得

24、=0.4Mec=MC2+(T)21/2=55.832+(0.4×53.26)21/2=59.74N?m(6)校核危險截面C的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<-1b=60Mpa此軸強度足夠（7） 滾動軸承的選擇及校核計算 一從動軸上的軸承根據根據條件，軸承預計壽命L'h=10×300×16=48000h (1)由初選的軸承的型號為: 6209, 查1表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=2

25、0.5KN, 查2表10.1可知極限轉速9000r/min （1）已知nII=121.67(r/min)兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根據課本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA

26、2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)計算當量載荷P1、P2根據課本P264表（14-12）取f P=1.5根據課本P264（14-7）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624NP2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N(5)軸承壽命計算P1=P2 故取P=1624N深溝球軸承=3根據手冊得6209型的Cr=31500N由課本P264（14-5）式得LH=106(ftCr/P)/60n=106(1×31500/1624)3/60X121.67=9989

27、53h>48000h 預期壽命足夠 二.主動軸上的軸承: (1)由初選的軸承的型號為:6206 查1表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN, 查2表10.1可知極限轉速13000r/min 根據根據條件，軸承預計壽命L'h=10×300×16=48000h （1）已知nI=473.33(r/min)兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

28、(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根據課本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)計算當量載荷P1、P2根據課本P264表（14-12）取f P=1.5根據課本P264（14-7）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.

29、5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)軸承壽命計算P1=P2 故取P=1693.5N深溝球軸承=3根據手冊得6206型的Cr=19500N由課本P264（14-5）式得LH=106(ftCr/P)/60n=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h 預期壽命足夠 七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1根據軸徑的尺寸，由1中表12-6高速軸(主動軸)與V帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-

30、79軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-792鍵的強度校核 大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N擠壓強度： =56.93<125150MPa=p因此擠壓強度足夠剪切強度： =36.60<120MPa= 因此剪切強度足夠鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，并且符合要求。八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算1、減速器附件的選擇通

31、氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5油面指示器選用游標尺M12起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.放油螺塞選用外六角油塞及墊片M18×1.5根據機械設計基礎課程設計表5.3選擇適當型號：起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB578386 M8X12,材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB578386 M8×20,材料Q235螺栓：GB578286 M14×100，材料Q235箱體的主要尺寸： (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12= 0.036×122.5+12=16.41(取18) (7)地腳螺