设计带式输送机传动装置Word文档格式.docx

1、 在分析传动方案时应试注意常用机械传动方式的特点及在布局上的要求：1） 带传动平稳性好，能缓冲吸振，但承载能力小，宜布置在高速级；2） 链传动平稳性差，且有冲击、振动，宜布置在低速级；3） 蜗杆传动放在高速级时蜗轮材料应选用锡表铜，否则可选用铝铁青铜；4） 开式齿轮传动的润滑条件差，磨损严重，应布置在低速级；5） 锥齿轮 、斜齿轮宜放在调整级。 传动方案简图：该方案的优点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜、标准化程度高，大幅度降低了成本。总体来讲，该传动方案满足工作机的性

2、能要求、适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.电动机的选择（1）选择电动机 按已知的工作要求和条件，选用Y132M26电动机。（2）选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为 Pd=Pw/ Pw=FV/1000w 所以 Pd=FV/1000w由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 w=123456 式中：1、2、3、4、5、6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。根据机械设计指导书P6表23得：各项所取值如下表：种 类取 值带传动V带传动096齿轮传动的轴承球轴承099齿轮传动8级精度的一般齿轮传动097联轴器十字

3、滑块联轴器098卷筒轴的轴承卷筒的效率w=0960992097098099096085所以 Pd=FV/1000w=2000181000085kW=423kW（3）确定电动机转速卷筒轴的工作转速nw=601000D60100018450r/min=764 r/min按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1=24,单级齿轮传动比i2=35,则合理总传动比的范围为i=620，故电动机转速可选范围为 nd=inw=（620）764 r/min nd=（4581528）r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min，由机械设计指导书附录8附表81

4、查出有三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PedkW电动机转速/ r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比带齿轮Y160M2855750720942314Y132M2610009601257419Y132S4150014401885355385综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：方案1的电动机转速低，久廓尺寸及重量较大，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。方案3电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大。方案2适中，比较适合。因此，选定电动机型号为Y132M2

5、6，所选电动机的额定功率Ped=4kW，满载转速nm=960 r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。3.计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速 轴：n=nmi0=9603 r/min=320 r/min 轴：n= ni1=320419 r/min=764 r/min 卷筒轴：nw= n=764 r/min（2） 各轴的输入功率轴：P=Pd01=423096 kW=406 kW轴：P= P12= P3=406097 kW=39 kW卷筒轴：Pw= P34= P6=39096 kW=37 kW（3）各轴输入转矩 电动机输出转矩：Td=9550Pdnm=9550423960Nm=421

6、NmT= Tdi001=4213096 Nm1212 NT= Ti112= T3=1212419097 Nm4877 NTw= Ti234= T6=48771463.4 N运动和动力参数的计算结果列于下表：电动机轴轴轴卷筒轴转速n/（ r/min）输入功率p/ kW输入转矩T/ N4.2342.13204.06121.276.43.9487.73.71463.4传动比i效率0.964.190.95三、传动零件的设计计算1.选择联轴器的类型和型号一般在传动装置中有两个联轴器：一个是连接电动机轴与减速器高速轴的联轴器，另一个是连接减速器低速轴与工作机轴的联轴器。前者由于所连接轴的转速较高，为了减小

7、起动载荷、缓和冲击，应选用具有较小转动惯量的弹性联轴器，如弹性柱销联轴器等。后者由于所连接轴的转速较低，传递的转矩较大，减速器与工作机常不在同一底座上而要求有较大的轴线偏移补偿，因此常选用无弹性元件的挠性联轴器，例如十字滑块联轴器等。根据设计的尺寸所选的联轴器有关数据如下表：d许用转矩/ N许用转速/ r/minD0DLS36,40500250601101600.5+0.50 2.设计减速器外传动零件 带传动的设计以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第三版第八章。（1）.确定计算功率Pc由表8.21查得KA=1.4,由式8.12得 Pc=KAP=1.45.57.7 kW（2） 选取普

8、通V带型号根据Pc=7.7 kW，n1=960 r/min,由图8.12选用B型普通V带。（3）确定带轮基准直径dd1，dd2根据表8.6和图8.12选取dd1=140mm,且 dd1=140mmdmin=125mm大带轮直径为 dd2= n1dd1/n2=960140320mm=420mm按表8.3选取标准值dd2=400mm,则实际传动比i，从动轮的实际转速分别为 i= dd2/ dd1=400/140mm=2.86 n2= n1/i=960/2.86 r/min=336 r/min从动轮的转速误差率为（336320）/320100%=5%在5%以内为允许值（4）验算带速V V=dd1 n

9、1601000140960601000m/s=7.03m/s带速在525 m/s范围内（5）确定带的基准长度Ld和实际中心距a利用下式初步确定中心距a0 0.7（dd1+ dd2）a02（dd1+ dd2）即 0.7（140400）mma02（140400）mm 378 mma01080mm取a0=500mm L0=2a0+/2（dd1+ dd2）+（dd2dd1）2/4a0 =2500/2（140400）（400140）2（4500） =1881.6mm由表8.4选取基准长度Ld=1800mm由式8.16得实际中心距为 aa0+（LdL0）/2 =500+（18001881.6）/2 =45

10、9mm中心距a的变化范围为 amin=a0.015 Ld =（4590.0151800）mm =432mm amax=a+0.03 Ld =（459+0.03 =513mm（6）校验小带轮包角1由式8.17得 1=1800（dd2dd1）57.30/a =1800（400140） 57.30459 =147.5401200（7）确定V带根数由式8.18得 ZPcP0= Pc（P0+P0）KKL根据dd1=140mm，n1=960 r/min，查表8.10根据内插法可得： P0=1.82+（2.131.82）（960800）（980800）kW =2.096kW取P0=2.1kW由式8.11得功

11、率增量P0P0=Kbn1（11/Ki）由表8.18查得Kb=2.649410-3根据传动比i=2.86，查表8.19得Ki=1.1373，则 P0=2.649410-3960（111.1373）kW =0.31 kW由表8.4查得带长度修正系数KL=0.95,由图8.11查得包角系数Ka=0.92得普通V带根数： z=7.7（2.1+0.31）0.92 =3.66圆整取z=4（8）求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式8.19得单根V带的初拉力为： F0=500 Pc（2.5Ka1） zv+qv2 =5007.7（2.50.921）4

12、7.03+0.17（7.03）2N =243.53N由式8.20可得作用在轴上的压力FQ为 FQ=2 F0zsina1/2 =2243.534sin147.540/2N =1870.6N（9）设计结果选用4根B4000GB/T 11541997 的V带，中心距a=459mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=400mm，轴上压力FQ=1870.6N3.齿轮传动的设计以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第三版第十章。（3） 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选8级精度，

13、要求齿面粗糙度Ra3.26.3um（4） 按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式10.22求出d1值。确定有关参数与系数：1 转矩T1 T1=9.55106P/ n1 =9.554.06320 =1.21105N2 载荷系数K查表10.11取K=1.43 齿数z、螺旋角和齿宽系数d小齿轮的齿数取为z1=25，则大齿轮齿数z2=105，因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d=14 许用接触应力H由图10.24查得 Hlim1=560MPa Hlim2=530MPa由表10.10查得SH=1 N1=60njLh=60320（536524）=8.41108

14、 N2= N1i=8.411084.19=2.01查图10.27得ZNT1=1 ZNT2=1.06由式10.13可得 F1= = =560MPaZNT2Hlim2 F2= 1.06560= MPa 1 =562MPa m=d1z1=47.0225=1.88由表10.3取标准模数m=2mm（5） 计算主要尺寸 d1=m z1=225mm=50mm d2=m z2=2105mm=210mm b=d d1=150=50mm经圆整后取b2=50mm b1= b2+5mm=55mm a=1/2m（z1+ z2）=1/22（25+105）mm=130mm（6） 按齿根弯曲疲劳强度校核由式10.24得出F，

15、如果FF，则校核合格确定有关系数与参数:1 齿形系数YF查表10.13得YF1=2.65 YF2=2.182 应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59 YS2=1.803 许用弯曲应力F由图10.25查得F lim1=210MPa Flim2 =190MPa由表10.10查得SF=1.3由图10.26查得YNT1= YNT2=1 YNT1F lim1 H1= SF 210 = MPa 1.3 =162MPa YNT2H lim2 SF 190 =146MPa 2K T1 故 H= YH YS1bm2z1 21.44.211042.651.59 = MPa 50425 =99MPaF1=

16、162MPa YF2YS2 F2=F1 YH YS1 992.181.8 = MPa 2.65 =92F2=146MPa齿根弯曲强度校核合格。（7） 验算齿轮的圆周速度V d1n1 V= m/s 60 50 = m/s =2.51m/s由表10.22可知，选8级精度是合格的。（8） 计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图略。 4.轴的设计以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第三版第十四章。（1） 选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表14.7查得强度极限B=650MPa，再由表14.2得许用弯曲应力1b=60MPa（

17、2） 按扭转强度估算轴径根据表14.1得C=107118。又由式14.2得 d107118 mm=24.9627.52 mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%，取为24.9627.45mm。由设计手册取标准直径d1=25mm。（3） 设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。1） 确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构开关，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图14.8，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴

18、向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。2）确定各轴段的直径如图所示，轴段1（外伸端）直径最小，d1=25mm，考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径，d2为30 mm；用相同的方法确定轴段3、4的直径d3=35mm、d4=40mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6207型滚动轴承的安装高度为3.5 mm，取d5=42mm。3） 确定各轴段的长度齿轮轮毂的宽度为50 mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽

19、度，取为48；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁音应留有一定的间距，取该间距为15 mm，为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为17 mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5 mm，所以轴段4的长度取为20 mm，轴承支点距离l=118 mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取l=75 mm；查阅有关的联轴器手册取为80 mm；在轴段1、3上分别加工出键槽，使两槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510 mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到，详见14.6节。4）选定灿的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（如图a）（4） 按弯扭合成强度校核轴径！）画出轴的受力图（如图b）2）作水平面内的弯矩图（如图c）。P/ n1=1.21支点反力为 Ft1= Ft2=9.55