胶带输送机传动装置的设计Word文档格式.docx
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50
=76.43r/min
初定各级传动的传动比i，由课本表11-3取V带传动的初定传动比i=0.5，闭式齿轮的传动比i=3则
i=I’1.*I’2=2.5*3=7.5
计算所需电机的转速
n’d=I’×
n筒=7.5*85.98=645
4、确定电动机型号
根据电动机的额定功率Ped>
=Pd及同步转速，以及工作情况查附表11-1选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：
额定功率：
3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。
质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=960/85.99=11.16
2、分配各级传动比
（1）将中传动比分配到各级传动中，使满足i=i1*i2..in取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）
（2）∵i总=i齿轮×
I带
∴i带=i总/i齿轮=11.16/6=1.861
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
n
=nI/i带=960/1.861=515.9（r/min）
=n
/i齿轮=515.9/6=85.97（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
P
=P工作=2.7KW
=P
×
η带=2.7×
0.96=2.304KW
η轴承×
η齿轮=2.592×
0.98×
=2.438KW
3、计算各轴扭矩（N·
mm）
T
=9.55×
106P
/n
106×
2.4/960
=23875N·
mm
2.592/458.2
=47986.1N·
2.438/85.9
=270763N·
1、皮带轮传动的设计计算
（1）选择普通V带截型
由课本P125表6-4且每日两班制，所以得：
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
3=3.6KW
由课本P126图6-13得：
选用A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本图6-13得，推荐的小带轮基准直径为
80~100mm
则取dd1=100mm>
dmin=80
dd2=n1/n2·
dd1=960/458.2×
100=209.5mm
由课本P121表6-3，取dd2=180mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×
100/180
=533r/min
转速误差为：
n2-n2’/n2=515.9-533/515.9
=-0.033<
0.05（允许）
带速V：
V=πdd1n1/60×
1000
=π×
100×
960/60×
=5.03m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）确定带长和中心矩
根据课本P127式（6-15）得初选中心距
1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
1.7（100+180）≤a0≤2×
（100+180）
所以有：
196mm≤a0≤560mm
由课本P127式（6-16）得：
L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0
=2×
500+1.57（100+180）+（180-100）2/4×
500
=1443mm
根据课本P120表（6-2）取Ld=1400mm
根据课本P127式（6-17）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1443/2
=500-21
=479mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×
57.30
=1800-180-100/479×
=1800-9.50
=170.40>
1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P128表（6-5）P1=0.97KW
根据课本P129表（6-6）△P1=0.10KW
根据课本P129表（6-7）Kα=0.98
根据课本P120表（6-2）KL=0.96
由课本P129式（6-20）得
Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL
=3.6/（0.97+0.1）×
0.96×
=3.57
（6）计算轴上压力
由课本P119表6-1查得q=0.1kg/m，由式（6-21）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×
3.6/4×
5.03×
（2.5/0.98-1）+0.1×
5.032]N
=141.2N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
4×
141.28sin170.4/2
=1126.3N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；
根据课本P59表3-1选7级精度。
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥[ZEZH/[σH]H）2×
kT1（i+1）/φdi[σH]2]1/3
由式（6-15）
确定有关参数如下：
传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=6×
20=120
实际传动比I0=120/20=6
传动比误差：
i-i0/I=6-6/6=0%<
2.5%可用
齿数比：
u=i=6
单级传动，齿轮相对轴承对称布置，
由课本P75表3-7取
模度系数φd=0.9
（3）转矩T1
T1=9.55×
P/n1=9.55×
2.4/515.9
=49980.6N·
（4）载荷系数工作平稳
取k=1
（5）许用接触应力[σH]
[σH]=0.87HBS+380由课本P70,3-4查得：
[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=343Mpa
故得：
d1≥[ZEZH/[σH]H）2×
=49.68mm
模数：
m=d1/Z1=49.68/20=2.48mm
根据课本P61表3-2取标准模数：
m=2.5mm
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132（6-48）式
σFlim=0.7HBS+275
确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×
20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×
120mm=300mm
齿宽：
b=φdd1=0.9×
50mm=45mm
取b=45mmb1=50mm
（7）许用弯曲应力[σF]
[σF]=σFlim/SF
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1Yns1/SF=290×
2×
0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2Yns2/SF=210×
0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式（6-49）
σF1=（2kT1/bm2）Yfa1=77.2Mpa<
[σF]1
σF2=σF1Yns2/Yst1=11.6Mpa<
[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（8）计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（20+120）=175mm
（9）计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×
1000=3.14×
50×
515.9/60×
=1.3m/s
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P157（7-2）式，并查表7-4，取c=115
d≥115（2.592/515.9）1/3mm=19.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.7×
（1+5%）mm=20.69
∴选d=22mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
工段：
d1=22mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
段:
d2=d1+2h=22+2×
1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承，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
段长：
L2=（2+20+16+55）=93mm
段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得：
c=1.5h=2c=2×
1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×
3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：
（30+3×
2）=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
（3）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=50mm
②求转矩：
已知T2=49980.6N·
③求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=50021.8/50=999.612N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=999.612×
tan200=363.8N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=50mm
（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=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×
50=9.1N·
m
（3）绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=500.2×
50=25N·
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×
（P2/n2）×
106=48N·
（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α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[26.62+（1×
48）2]1/2=54.88N·
（7）校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×
413
=14.5MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P157页式（7-2），表（7-4）取c=115
d≥c（P3/n3）1/3=115（2.438/85.97）1/3=35.06mm
取d=35mm
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，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，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。
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41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
（3）按弯扭复合强度计算
已知d2=300mm
已知T3=271N·
③求圆周力Ft：
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×
271×
103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
tanα=1806.7×
0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
MC1=FAYL/2=328.6×
49=16.1N·
（3）截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×
49=44.26N·
（4）计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N·
（5）计算当量弯矩：
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[47.12+（1×
271）2]1/2
=275.06N·
（6）校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×
453）
=1.36Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
根据根据条件，轴承预计寿命
16×
365×
10=58400小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P185（8-9）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P184表（8-8）得e=0.68
FA1/FR1<
ex1=1FA2/FR2<
ex2=1
y1=0y2=0
（4）计算当量载荷P1、P2
根据课本P183表（8-7）取fP=1.5
根据课本P183（8-8）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×
（1×
500.2+0）=750.3N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×
（5）轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
7206AC型的Cr=23000N
由课本P183（8-5c）式得
LH=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/515.9×
23000/750.3）3
=930760.5h>
48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
（1）已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本P185表（8-9）得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×
903.35=569.1N
（2）计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：
FA1=FA2=FS1=569.1N
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本P184表（8-8）得：
e=0.68
∵FA1/FR1<
e∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<
e∴x2=1
y2=0
（4）计算当量动载荷P1、P2
根据表（8-7）取fP=1.5
903.35）=1355N
P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×
（5）计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=1355ε=3
7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P183表（8-6）得：
ft=1
根据课本P183（8-5）式得
Lh=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/85.97×
30500/1355）3
=2212500.4h>
∴此轴承合格
F=900N
V=2.5m/s
D=400mm
L=600mm
n滚筒=85.99r/min
η总=0.8412
P工作=2.7KW
电动机型号
Y132S-6
i总=11.16
据手册得
i齿轮=6
i带=1.861
nI=960r/min
=515.9r/min
=85.97r/min
=2.592KW
dd2=186.1mm
取标准值
dd2=180mm
n2’=533r/min
V=5.03m/s
取a0=500
Ld=1400mm
a0=479mm
Z=4根
F0=158.01N
FQ=1256.7N
i齿=6
Z1=20
Z2=120
u=6
T1=49980.6N·
[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=343Mpa
ZE=189.8（Mpa）1/2
ZH=2.5
d1=49.68mm
d1=50mm
d2=300mm
b=45mm
b1=50mm
σFlim1=290Mpa
σFlim2=210Mpa
YNS1=0.88
YNS2=0.9
SF=1.25
σF1=77.2Mpa
σF2=11.6Mpa
a=175mm
V=1.3m/s
d=22mm
d1=22mm
L1=50mm
d2=28mm
L2=93mm
d3=35mm
L3=48mm
d4=41mm
L4=20mm
d5=30mm
L=100mm
Ft=1000.436N
Fr=364.1N
FAY=182.05N
FBY=182.05N
FAZ=500.2N
MC1=9.1N·
MC2=25N·
MC=26.6N·
T=48N·
Mec=99.6N·
σe=14.5MPa
<
[σ-1]b
d=35mm
Ft=1806.7N
FAX=FBY=328.6N
FAZ=FBZ=903.35N
MC1=16.1N·
MC2=44.26N·
MC=47.1N·
Mec=275.06N·
σe=1.36Mpa
轴承预计寿命58400h
FS1=FS2=315.1N
x1=1
x2=1
P1=750.3N
P2=750.3N
LH=1047500h
FR=903.35N
FS1=569.1N
P1=1355N
P2=1355N
Lh=2488378.6h
故轴承合格
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