带式输送机的传动装置设计大学毕设论文Word格式文档下载.docx
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小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差±
5%。
1.2原始数据
滚筒圆周力F=1450N；
带速V=1.6m/s；
滚筒直径D=260mm
1.3运动简图
2、传动方案的拟定
2.1整体方案
根据设计任务书，该方案的设计分成减速器（传动部分）和工作机（执行部分）两部分。
2.2减速器说明
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。
传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。
传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。
传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
3、电动机的选择
计算项目
计算过程及说明
计算结果
1、选择电动机
1、选择电动机类型
按已知的工作要求条件，选用Y系列全封闭笼型三相异步电动机
2、选择电动机功率
工作机所需功率为：
电动机输入功率为：
由电动机至工作之间的总效率
式中：
、、、、分别为带传动、齿轮传动的轴承（2对）、齿轮传动、联轴器、及滚筒的轴承效率。
查表2-3可取
=0.96、=0.99、=0.98、=0.98、=0.98、=0.96
则
所以
3.确定电动机转速
滚筒的工作转速为
因为由表2-2知，带传动的传动比，单级齿轮传动的传动比，则总传动比的合理范围
因此，电动机转速的可选范围为
（705.18~2350.6）r/min
4.确定电动机型号
符合这一范围的电动机同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。
根据工作机所需要的电动机输出功率和电动机的同步转速，由附录B可查出适用的电动机型号分别为Y132M-8、Y132S-6和Y100L2-4。
相应的技术参数比较情况见下表：
电动机型号
额定功率
电动机转速（r/min）
总传动比
/kw
同步转速
满载转速
Y132M-8
3
750
710
6.04
Y132S-6
1000
960
12.17
Y100L2-4
1500
1430
8.17
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及带传动和齿轮传动的传动比，选择Y132S-6型号电动机比较合适，即电动机的额定功率=4kw，满载转速，总传动比适中，传动装置结构比较紧凑。
Y132S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸见表2-4
电动机型号：
表2-4Y132S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸列表
中心高H
外形尺寸
地脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
k
轴伸尺寸
装键部位尺寸
132
12
4、传动系统的运动和动力参数
1、计算总传动比和分配各级传动比
由已确定的电动机的型号可知：
取带传动比的传动比；
则齿轮转动的传动比。
2、计算转动装置各轴的运动和动力参数
1.各轴的转速
Ⅰ轴
Ⅱ轴
滚筒轴
2.各轴的输入功率
滚筒轴
3.各轴的输入转矩
电动机轴
表2-5运动和动力参数的计算结果列表
参数
轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
转速n（r/min）
384
118.52
输入功率P/kw
2.7
2.592
2.51
2.44
输入转矩T/（N·
m）
26.86
64.46
202.25
196.61
传动比
2.5
3.24
1
效率
0.96
0.97
5、传动零件的设计计算和校核
1.确定V带型号
1.确定计算功率PC
根据教材表8-7得：
kA=1.2
PC=KAPd=1.2×
2.7=3.24KW
2.选择v带型号
根据PC、n1由教材图8-9得：
选用A型V带
3.确定带轮的基准直径
由教材图8-9得，推荐的小带轮基准直径为
80~100mm
取d1=80mm>
=dmin=75mm
4.验算带速v
dd2=（nm/n1）·
d1（1-ξ）=（970/285.29）×
125×
（1-0.2）=416.5mm
取d2=450mm
PC=3.24KW
dd2=416.5mm
6、轴的设计计算和校核
输出轴上的功率、转速和转矩
由上可知，，
Ⅱ.求作用在齿轮上的力
因已知高速小齿轮的分度圆直径
而
Ⅲ.初步确定轴的最小直径
材料为45钢，调质处理。
根据《机械设计》表15-3，取，于是
由于键槽的影响，故
输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构和尺寸，取。
Ⅳ.齿轮轴的结构设计
（1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）.为了满足带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径；
2）.初步选择深沟球轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球球轴承。
按照工作要求并根据，查手册选取单列深沟轴承6209，其尺寸为，故；
而。
3）.由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴段V-VI的直径，。
轴肩高度，故取，则轴环处的直径。
轴环宽度，取，因为要使大小齿轮对齐啮合，故。
4）.轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面间的距离，故。
5）
（2）.轴上零件的周向定位
带轮与轴的周向定位均采用平键连接。
按由《机械设计》查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。
滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
（3）.确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角。
至此，已初步确定了轴的各段和长度，简图如下：
Ⅴ.求轴上的载荷
输入轴的校核：
输入I轴：
（1）齿轮上作用力的计算：
由前面的计算可知
圆周力：
Ft=2T/D=5056.45N
径向力：
Fr=Fttan200=1840.32N
（2）求齿轮作用力在垂直面的支持反力。
（见图草稿）
F1v=（Fr·
L/2）/L=920N;
F2v=Fr-F1v=4136.09N;
（3）求齿轮作用力在水平面的支承反力F1H=F2H=Ft/2=2528.13N
（4）求F力在支点产生的反力（见图3）
F1F=F·
（L+K）/L=719.86N
F1F=F2F–F=1776.76N
（5）绘制垂直的弯矩图
Mav=F1v·
L/2=262.64N·
m
（6）绘制水平面的弯矩图（见图5）
MaH=F1H·
L/2=160.54N·
（7）求F力产生的弯矩图（见图6）
M1F=F·
K=2986.92×
108×
10-3=322.59N·
在a-a截面处，F力产生的弯矩为
MaF=F2F·
L/2=45.71N·
（8）绘制合成弯矩图
因F方向未定，所以F与H、V共面时，产生的弯矩最大。
Ma=MaF+（MaV2+MaH2）1/2
=307.82N·
M1=M1F=322.59N·
（9）绘制扭矩图（见图8）
由前面的计算结果可知，输入轴传递的扭矩T=321.07N·
（10）求危险截面的当量弯矩（见图9）
由见图8可知Ma>
M1,故a-a截面最危险，其当量弯矩为：
Me=【Ma2+（αT）2】1/2
扭切应力为脉动循环应变力，取折合系数α=0.6，带入上式可得：
Me=363.13N·
（11）校核危险截面a-a的强度
选轴的材料为45钢，经调质处理。
查的σb=650MPa；
查的【σ-1b】=60MPa
由教材公式可知，危险截面a-a的当量应力为：
σe=Me/W=Me/0.1d33=61.216KPa<
【σ-1b】
故此轴满足强度要求，安全。
7、滚动轴承的选择和寿命计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×
300×
8=38400小时
（1）计算I轴
受纯径向载荷：
P=Fr=1840.32N
选深沟球轴承6209,Cr=31.5KN;
查表可得fp=1.1，ft=1.
Lh=（106/60n）×
（ft·
C/fp·
p）3=529995.61h>
38400h
所以此轴承寿命符合要求，即合格
（2）计算II轴
P=Fr=2472.89N
选深沟球轴承6013,Cr=32.0KN;
p）3=130948h>
8、键和联轴器的选择
（1）输入轴与带轮联接采用
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