带式输送机传动装置设计书.docx
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带式输送机传动装置设计书
带式输送机传动装置设计书
一．设计题目：
输送带工作拉力F=2300N；
输送带工作速度V=1.5m/s;
滚筒直径D=400mm；
每日工作时数T=24h；
传动工作年限a=5；
二．拟定、分析传动装置的设计方案。
设计如下图带传送装置：
1—电动机；2—V带传动；3—单级圆柱齿轮减速器；4—联轴器；5—滚筒；6—输送带
三．选择电机，计算传动装置的运动个动力参数
1.选择电动机
（1）.选择电动机类型
按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电机。
（2）。
选择电动机的功率
工作机所需要的电动机输出功率为
Pd=Pw/η
Pw=Fv/（1000ηw）
所以Pd=Fv/（1000ηwη）
由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为
ηηw=η1×η2×η3×η3×η4×η5×η6
查指导书P6，表2.3
η1=0.96η2=0.97η3=0.99η4=0.97η5=0.98η6=0.96
ηηw=0.96×0.97×0.99×0.99×0.97×0.98×0.96=0.83
Pd=2300×1.5/（1000×0.83）=4.16kw
卷筒轴工作转速为nw=60×1000×1.5/（3.14×400）r/min=71.7r/min
按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1=2～4,单级齿轮传动比i2=3～5，则合理总传动比的范围为i=（6～20），故电动机转速的可选范围为
nd=（620）×71.7
=（430.2～1434）r/min
查指导书附录8，有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。
方案
电动机型号
额定功率
电动机转速/（r/min）
传动装置的总传动比
同步速度
满载速度
1
Y132M2-6
5.5
1000
960
13.4
2
Y132s-4
5.5
1500
1440
19.5
3
Y160M2-8
5.5
750
720
10.0
综合考虑电动机和传动装置的尺、重量记忆带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：
方案1比较适中，比较适合；方案2转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大；方案3，电动机转速低，外廓尺寸较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。
综合各因素，选方案1比较好。
参考设计书，可取发动机与V带间的传动比i1=3
单级圆柱齿轮间的传动比i2=4.5
2计算传动装置的运动和动力参数
（1），各轴转速
轴Ⅰ：
nⅠ=nm/i1=960/3=320（r/min）
轴Ⅱ：
nⅡ=nⅠ/i2=320/4.5=71.1（r/min）
卷筒轴：
nw=nⅡ=71.1（r/min）
（2），各轴输入功率
轴Ⅰ：
PⅠ=Pd×η1=4.16×0.96=4（kw）
轴Ⅱ：
PⅡ=PⅠ×η2×η3×η3=4×0.92×0.99×0.99=3.8（kw）
卷筒轴：
Pw=PⅡ×η4×η5×η6=3.8×0.97×0.98×0.96=3.47（kw）
（3），各轴输入转矩
计算电动机轴的输出转矩Td
Td=9550Pd/nm=9550×4.16/960=41.4（N.M）
轴Ⅰ：
TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550×4/320=119.4（N.M）
轴Ⅱ：
TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×3.8/71.1=510.4（N.M）
卷筒轴：
Tw=9550×Pw/nw=9550×3.47/71.1=466.1（N.M）
运动和动力参数的计算结果列于下表：
轴名
参数
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
卷筒轴
转速n/（r/min）
输入功率P/kw
输入转矩T/（N.M）
960
4.16
41.4
320
4
119.4
71.1
3.8
510.4
71.1
3.47
466.1
传动比i
效率η
3
0.96
4.5
0.97
1
0.96
四．传动零件的设计
（一）
V带传动的设计
计算项目
计算过程
结果
1.设计功率Pd
由表6-5查得公况系数KA=1.2，则Pd=5.5×1.2kw=6.6kw
Pd=6.6kw
2.选定带型
由Pd=6.6kw，n1=960r/min
查图6-10，选B型V带
选B型V带
3.确定带轮基准直径dd1，dd2
参考表6-6表6-7及图6-10取dd1=160mm
dd2=dd1×i1×η1=160×3×0.96=460.8mm
由表6-7取dd2=500mm
dd1=160mm
dd2=500mm
4．带速V
V=πdd1n1/（60×1000）=3.14×160×960/（60×1000）=8.04（m/s）
V=8.04（m/s）
5.初定中心距a0
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）即
462≤a0≤1320
初定中心距a0=800mm
a0=800mm
6.带的基准长度Ld
2672.3mm
查表6-2，取Ld=2800mm
Ld=2800mm
7.实际中心距a
a≈a0+（Ld-Ld’）/2=864mm
864
8.小带轮包角α1
157
α1=157
9.单根V带额定功率P1
由dd1=160mm，n1=960r/min查表6-4可知P1=2.78kw
P1=2.78kw
10.额定功率增量△P1
由表6-8得△P1=0.3kw
△P1=0.3kw
11.V带根数z
由表6-9查得Kα=0.93
KL=1.05
则带入数据得z=2.19
取整z=2
z=2
12.单根v带初拉力F0
（公式1）
查表6-1得q=0.17kg/m
则算F0=357.5N
F0=357.5N
13.轴压力FQ
1401N
FQ=1401N
（二）
齿轮的设计
计算过程和说明
结果
一．选择齿轮材料、热处理、精度等级
软齿面传动
因传递功率不大，转速不高，选用软齿面传动，采用按疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核的设计方法。
1.表7-2，选小齿轮：
45钢，调制，硬度240HB
大齿轮：
45钢，正火，硬度190HB
小齿轮：
45钢，调制，硬度240HB
大齿轮：
45钢，正火，硬度190HB
2.选择精度等级
选8级精度
8级精度
二．按齿面疲劳强度设计
Kt=1.3
1.初选载荷系数Kt=1.3
2.计算小齿轮名义转矩T1
T1≥9.55×10×P1/n1=120000（N.mm）
T1=120000N.mm
3.由表7-7选取齿宽系数=1
=1
4.选择齿数
选Z1=25
则Z2=25×4.5=112.5mm
取整Z2=113
之比U实=Z2/Z1=113/25=4.52
误差分析：
U=（4.52-4.5）/4.5=0.44%，在工程允许范围内
Z1=25
Z2=113
5.查图7-15，节点区域系数ZH=2.5
ZH=2.5
6.表7-6，查取弹性系数
7.许用接触应力[]H
[]H=
Hlim1=570MPaHlim2=520MPa
（1）选取接触疲劳极限Hlim1，由图7-19得
Hlim1=570MPaHlim2=520MPa
（2）计算应力循环次数
N1=60×320×1.0×24×5×365=8.41
N2=N1/4.52=1.86
N1=8.41
N2=1.86
（3）查取接触疲劳强度寿命系数，由图7-21得
ZN1=1ZN2=1.14
ZN1=1
ZN2=1.14
（4）选取接触应力最小安全系数SH=1
SH=1
（5）计算许用接触应力
=
=
取==592.8MPa
=592.8MPa
8计算小齿轮直径d1t
由之前的公式1.可得出d1t≥62.5mm
d1t=62.5mm
9.确定载荷系数k
K=
KA=1
（1）查表7-5，KA=1
（2）查取动载系数KV（图7-8）
圆周速度V1=3.14×62.5×320/（60×1000）=1.05（m/s）
V×Z1/100=0.26
则可查得Kv=0.53
Kv=0.53
（3）查图7-11齿向载荷系数K=1.09
K=1.09
（4）查图7-12齿间载荷分布系数
外啮合直齿：
1=1.88-3.2（1/Z1-1/Z2）=1.72
查图得=1.2
K=1×0.53×1.09×1.2=0.693
K=0.693
10.修正小齿轮分度圆直径
d1=
d1=50.63mm
三．确定主要几何参数
1.模数
m=d1/Z1=50.63/25=2.03
由表4-2，m=2
m=2
2.分度圆直径d1=mZ1=2×25=50mm
d2=mZ2=2×113=226mm
d1=50mm
d2=226mm
3.中心距a=m（Z1+Z2）/2=2×（25+113）/2
a=138mm
4．齿宽b=1×50=50mm
则b2=50mm可取b1=60mm
b2=50mm
b1=60mm
四．弯曲疲劳强度校核
=≤
1.查取齿形系数YFa（图7-17）
YFa1=2.62YFa2=2.15
YFa1=2.62YFa2=2.15
2．查取应力修正系数Ysa（图7-18）
Ysa1=1.59Ysa2=1.82
Ysa1=1.59
Ysa2=1.82
3.许用弯曲应力
=
（1）查取（图7-20）
=430MPa=320MPa
=430MPa=320MPa
（2）查取弯曲疲劳强度系数YN（图7-22）
YN1=YN2=1
YN1=YN2=1
（3）选取弯曲最小安全系数SF=1.4
1=430×1/1.4=307MPa
2=320×1/1.4=228MPa
SF=1.4
1=307MPa
2=228MPa
4.校核弯曲疲劳强度
F1=2.62×1.59×2×0.693×1.2×100000/（50×60×2）=115.5MPa＜1
F2=115.5×2.15×1.82/（2.62×1.59）=108.5MPa＜2
弯曲疲劳强度满足
强度条件通过
1.小齿轮尺寸设计
根据表4-3，小齿轮齿顶圆直径Da=54mm，因此设计为齿轮轴
则小齿轮为最简单的齿轮
齿顶高ha=2mm
齿根高hf=（1+0.25）×2=2.5mm
齿顶圆直径da=54mm
齿根圆直径df=（25-2-2×0.25）×2=45mm
2.大齿轮尺寸设计
由于大齿轮da=226mm在[200,500]之间
故可选腹板式圆柱齿轮，首先需设计出与之联接的轴Ⅱ
（三）
轴Ⅱ的设计
1.选择轴的材料
查表10-1.选45号钢，正火处理，σb=600Mpa
2.按扭转强度初步计算轴径
查表10-3查取A=120.带入下式
∵轴此处开有一个键槽，则将轴径增大5%，即
45.2×105%=47.46mm
查标准手册选d=48mm
3.轴的结构设计
1）结构草图
1确定轴上零件数
4个
2确定轴上零件位置
轴承齿轮轴承联轴器
3确定轴的形状
阶梯轴
2）轴上零件的定位方式
齿轴：
用轴环和套筒做轴向固定，用平键和过盈配合作周向固定。
左轴承：
用轴环和有过盈的过渡配合固定。
右轴承：
用套筒和有过盈配合的过渡配合固定。
联轴器：
轴肩作轴向固定，周向用平键
按要求绘制结构草图，设计书后附。
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