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带式输送机传动装置设计

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带式输送机传动装置设计

以知条件

1.输送带工作拉力：

F=2700KN

2。

输送带运动速度:

V=1。

3M/S

3。

滚筒直径：

D=350mm

4.卷筒效率η＝0。

工作情况：

5。

两班制工作，连续单向运转.

6.工作环境:

室内，灰尘较大，环境最高温度35度

7。

使用期限：

4年一次大修，每年280个工作日，寿命8年.

满意回答

仅供参考

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：

设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1）工作条件：

使用年限10年，每年按300天计算,两班制工作，载荷平稳。

（2）原始数据:

滚筒圆周力F=1。

7KN;带速V=1。

4m/s；

滚筒直径D=220mm.

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：

按已知的工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率:

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0。

96×0。

992×0。

97×0.99×0。

=0.86

（2）电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86

=2。

76KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2～4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3～5，则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960r/min和1420r/min。

由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比

KW同转满转总传动比带齿轮

1Y132s-6310009607。

932.63

2Y100l2—431500142011。

6833.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知：

方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。

方案2适中。

故选择电动机型号Y100l2—4.

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y100l2-4。

其主要性能：

额定功率:

3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2。

2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=1420/121。

5=11.68

2、分配各级传动比

（1）取i带=3

（2）∵i总=i齿×i带π

∴i齿=i总/i带=11。

68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33（r/min）

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121。

67（r/min）

滚筒nw=nII=473。

33/3.89=121.67（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0。

96=2.64KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=2。

64×0.99×0。

97=2.53KW

3、计算各轴转矩

Td=9。

55Pd/nm=9550×2。

76/1420=18.56N?

TI=9。

55p2入/n1=9550x2.64/473。

33=53。

26N？

TII=9。

55p2入/n2=9550x2。

53/121.67=198。

58N?

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本[1］P189表10-8得：

kA=1。

2P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3。

3KW

据PC=3。

3KW和n1=473。

33r/min

由课本[1］P189图10—12得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由［1］课本P190表10-9,取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1（1-ε）=3×95×（1—0。

02）=279.30mm

由课本[1]P190表10—9，取dd2=280

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0

=2×500+3.14（95+280）+（280-95）2/4×450

=1605。

8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+（Ld—Ld0）/2=500+（1600—1605。

8）/2

=497mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-57。

30×（dd2-dd1）/a

=1800—57.30×（280-95）/497

=158。

670>1200（适用）

（5）确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得P1=1。

4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查［1］表10-2得△P1=0.17KW

查［1]表10-3，得Kα=0.94；查[1］表10-4得KL=0.99

Z=PC/［（P1+△P1）KαKL］

=3.3/[（1。

4+0。

17）×0.94×0。

99]

=2.26（取3根）

（6）计算轴上压力

由课本［1］表10—5查得q=0。

1kg/m,由课本式（10—20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2。

5/Kα）—1］+qV2=500x3。

3/［3x7。

06（2.5/0.94-1）］+0.10x7.062=134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×3×134。

3sin（158。

67o/2）

=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：

所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。

查阅表［1]表6—8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：

运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥（6712×kT1（u+1）/φdu［σH]2）1/3

确定有关参数如下:

传动比i齿=3.89

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78

由课本表6—12取φd=1.1

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2。

61/473。

33=52660N?

（4）载荷系数k:

取k=1。

（5）许用接触应力[σH］

［σH］=σHlimZN/SHmin由课本[1]图6—37查得:

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：

按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算

N1=60×473。

33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3。

89=3。

4×108

查［1］课本图6-38中曲线1,得ZN1=1ZN2=1。

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1。

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

［σH］2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1。

05/1=525Mpa

故得：

d1≥（6712×kT1（u+1）/φdu[σH］2）1/3

=49。

04mm

模数:

m=d1/Z1=49.04/20=2。

45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=2.5

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σbb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2。

5×20mm=50mm

d2=mZ2=2。

5×78mm=195mm

齿宽：

b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mmb1=60mm

（7）复合齿形因数YFs由课本［1]图6—40得:

YFS1=4.35，YFS2=3.95

（8）许用弯曲应力［σbb]

根据课本[1］P116：

［σbb]=σbblimYN/SFmin

由课本［1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为:

σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由课本[1］图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：

YN1=1YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：

按一般可靠性要求，取SFmin=1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

［σbb2］=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa〈［σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72。

61Mpa〈［σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=（d1+d2）/2=（50+195）/2=122。

5mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V＜6m/s,故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。

查［2]表13-1可知：

σb=650Mpa，σs=360Mpa，查［2］表13-6可知：

[σb+1］bb=215Mpa

[σ0］bb=102Mpa,[σ-1］bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为:

d≥C

查[2］表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×（2。

53/121。

67）1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121。

67=198582N

齿轮作用力:

圆周力：

Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力:

Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查［2]表9。

4可得联轴器的型号为HL3联轴器:

35×82GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边.轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴

承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm.齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同，取d6=45mm。

（4）选择轴承型号.由［1］P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:

轴承宽度B=19,安装尺寸D=52，故轴环直径d5=52mm。

（5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段:

d1=35mm长度取L1=50mm

II段:

d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.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II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1—L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm。

长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

（6）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=195mm

②求转矩:

已知T2=198.58N?

③求圆周力：

根据课本P127（6—34）式得

Ft=2T2/d2=2×198。

58/195=2。

03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft？

tanα=2。

03×tan200=0。

741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以:

LA=LB=48mm

（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=0。

74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1。

01N

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=0.37×96÷2=17。

76N？

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1。

01×96÷2=48。

48N?

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（17.762+48。

482）1/2=51。

63N？

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=198。

58N？

（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=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=［MC2+（αT）2］1/2

=[51.632+（0。

2×198。

58）2］1/2=65。

13N？

（7）校核危险截面C的强度

由式（6—3）

σe=65.13/0。

1d33=65.13x1000/0.1×453

=7。

14MPa〈[σ—1］b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。

查[2]表13—1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查［2]表13-6可知：

［σb+1］bb=215Mpa

［σ0]bb=102Mpa，［σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:

d≥C

查[2]表13—5可得，45钢取C=118

则d≥118×（2.64/473.33）1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9。

55×106P/n=9。

55×106×2.64/473。

33=53265N

齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：

Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边.齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定

，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，

4确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm。

.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm.

（2）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=50mm

②求转矩:

已知T=53。

26N？

③求圆周力Ft：

根据课本P127（6—34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6—35）式得

Fr=Ft？

tanα=2。

13×0.36379=0。

76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0。

76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2。

13/2=1。

065N

（2）截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N？

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1。

065×100/2=52。

5N？

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N?

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=0。

Mec=［MC2+（αT）2]1/2=［55.832+（0。

4×53。

26）2]1/2

=59.74N？

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59。

74x1000/（0。

1×303）

=22.12Mpa〈［σ—1］b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7）滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L’h=10×300×16=48000h

（1）由初选的轴承的型号为：

6209,

查[1］表14-19可知：

d=55mm，外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31。

5KN,基本静载荷CO=20。

5KN,

查[2］表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121。

67（r/min）

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11—12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0。

63x1083=682N

（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=682NFA2=FS2=682N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N=0.63

FA2/FR2=682N/1038N=0。

根据课本P265表（14—14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14—12）取fP=1。

根据课本P264（14—7）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1。

5×（1×1083+0）=1624N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×1083+0）=1624N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14—5）式得

LH=106（ftCr/P）ε/60n

=106（1×31500/1624）3/60X121。

67=998953h〉48000h

∴预期寿命足够

二。

主动轴上的轴承:

（1）由初选的轴承的型号为:

6206

查［1］表14-19可知：

d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm,

基本额定动载荷C=19。

5KN,基本静载荷CO=111.5KN，

查［2]表10.1可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命

L’h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33（r/min）

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0。

63FR1=0.63x1129=711.8N

（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=711.8NFA2=FS2=711。

（3）求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63

FA2/FR2=711.8N/711。

8N=0。

根据课本P265表（14—14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取fP=1。

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×1129+0）=1693。

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×1129+0）=1693.5N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106（ftCr/P）ε/60n

=106（1×19500/1693.5）3/60X473。

33=53713h>48000h

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由［1]中表12-6

高速轴（主动轴）与V带轮联接的键为：

键8×36GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：

键14×45GB1096-79

轴与联轴器的键为：

键10×40GB1096—79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键：

键14×45GB1096-79

b×h=14×9，L=45,则Ls=L—b=31mm

圆周力：

Fr=2TII/d=2×198580/50=7943。

挤压强度：

=56。

93<125～150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度：

=36.60〈120MPa=［]

因此剪切强度足够

键8×36GB1096-79和键10×40GB1096—79根据上面的步骤校核，并且符合要求.

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤）,采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M12

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳。

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表5。

3选择适当型号：

起盖螺钉型号:

GB/T5780M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：

GB5783～86M8X12，材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：

GB5783～86M8×20,材料Q235

螺栓：

GB5782～86M14×100,材料Q235

箱体的主要尺寸:

（1）箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122。

5+1=4。

0625取z=8

（2）箱

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