传送带校核.docx

1、传送带校核一、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：n总=n带 n 2轴承x n齿轮x n联轴器x n滚筒=0.96 x 0.992 x 0.97 x 0.99 x 0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=F

2、V/1000n 总=1700x 1.4/1000 x 0.86=2.76KW3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速：Nw=60X 1000V/ n D=60 x 1000 x 1.4/ n x 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lv=24，单级圆柱齿轮传动比范围lc=35，则合理总传动比i的范围为i=620 ,故电动机转速的可选范围为 nd=i x nw( 620)x 121.5=7292430r/min符合这一范围的同步转速有 960 r/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

3、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-6 3 1000 960 7.9 3 2.632Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89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： 3KVy满载转速1420r/min，额定转矩2

4、.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比：i总=门电动/n筒=1420/121.5=11.682、 分配各级传动比( 1) 取 i 带 =3(2)T i 总=i 齿x i 带 ni 齿=i 总/ 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=nl/i 齿=473.33/3.89=121.67(r/mi n)滚筒 nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率( KW)PI=Pd x n 带=2.76 x 0.96=2.64KWPII=

5、PI x n 轴承X n 齿轮=2.64 x 0.99 x 0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550x 2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2 入 /n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2 入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m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1P189 表 10-8 得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2x 2.76=3.3KW据 PC=3.3KW和 n1=473.33r/min由课本1P1

6、89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 dd仁95mmdmin=75dd2=i 带 dd1(1- )=3 x 95x (1-0.02)=279.30 mm 由课本1P190 表 10-9，取 dd2=280 带速 V: V=n dd1 n1/60 x 1000=n x 95 x 1420/60 x 1000=7.06m/s在 525m/s 范围内，带速合适。(3)确定带长和中心距初定中心距 a0=500mmLd=2a0+ n (dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2x 500+3.14(95+280)+(28

7、0-95)2/4 x 450 =1605.8mm根据课本 1 表( 10-6 )选取相近的 Ld=1600mm确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm(4)验算小带轮包角a 仁 1800-57.30 x (dd2-dd1)/a=1800-57.30 x (280-95)/497=158.6701200 (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=1.4KWi丰1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 P仁0.17KW查1表 10-3，得 Ka =0.94 ;查1表 10-4 得

8、 KL=0.99Z= PC/(P1+ P1)Ka KL=3.3/(1.4+0.17) X 0.94 X 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/K a) -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 FQFQ=2ZF0sin( a 1/2)=2 X 3X 134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算45 钢，( 1 )选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传

9、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 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 X kT1(u+1)/ $ du (6712 X kT1(u+1)/ $ du d H2)1/3=49.04mm模数： m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本 1P79 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d bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆

10、直径：d仁mZ1=2.5X 20mm=50mmd2=mZ2=2.5 x 78mm=195mm齿宽：b= $ dd仁 1.1 x 50mm=55mm取 b2=55mm b1=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 d bb 根据课本 1P116 ： d bb= d bblim YN/SFmin由课本1 图 6-41 得弯曲疲劳极限 dbblim 应为： dbblim1=490Mpa dbblim2 =410Mpa 由课本 1 图 6-42 得弯曲疲劳寿命系数 YN： YN1=1 YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系

11、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 d bb1= d bblim1 YN1/SFmin=490 x 1/1=490Mpa d bb2= d bblim2 YN2/SFmin =410 x 1/1=410Mpa校核计算d bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa d bb1d bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa d bb2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩 aa=(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=n n1d1/60 x 10

12、00=3.14 x 473.33 x 50/60 x 1000=1.23m/s因为V C查2 表 13-5 可得， 45 钢取 C=118贝U d 118 x (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=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩： T=9.55x 106P/n=9.55 x106x2.53/121.67=198582 N 齿轮作用力：圆周力： Ft=2T/d=2 x 198582/195N=2036N 径向力： Fr=Fttan200=2036 x tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时， 需要考虑轴系中相配

13、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： 35X 82 GB5014-85（ 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乍为外伸端直径di与联

14、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=4 5mm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1P270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

15、度I段：d仁35mm 长度取L仁50mmII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） =96mmIII段直径 d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmW段直径d4=50mm 长度与右面的套筒相同，即 L4=20mmV段直径 d5=52mm.长度 L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承

16、跨距 L=96mm（6） 按弯矩复合强度计算1求分度圆直径：已知 d1=195mm2求转矩：已知 T2=198.58N?m3求圆周力： Ft根据课本 P127（6-34 ）式得 Ft=2T2/d2=2 X 198.58/195=2.03N4求径向力 Fr根据课本 P127( 6-35 )式得Fr=Ft?tan a =2.03 x tan200=0.741N5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=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称

17、，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为MC仁FAyL/2=0.37 x 96 - 2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01 x 96 - 2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图(如图 d)MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图(如图 e)转矩： T=9.55x(P2/n2)x 106=198.58N?m(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 a =0.2，截面C处的当量弯矩:Mec=MC2+(a T)21/2=51.632+(0.2 x 19

18、8.58)21/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式( 6-3 )d e=65.13/0.1d33=65.13x1000心1 x 453=7.14MPa C查2 表 13-5 可得， 45 钢取 C=118 贝U d 118 x (2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取 d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩： T=9.55 x 106P/n=9.55 x106x2.64/473.33=53265 N 齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2 X 53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130 X tan2

19、00=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=50mm2求转矩：已知 T=53.26N?m3求圆周力

20、Ft :根据课本P127(6-34 )式得Ft=2T3/d2=2 X 53.26/50=2.13N4求径向力 Fr 根据课本 P127 (6-35)式得Fr=Ft?tan a =2.13 X 0.36379=0.76N5两轴承对称 LA=LB=50mm(1)求支反力 FAX、 FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2)截面 C 在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38X 100/2=19N?m(3)截面 C 在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065X 100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩M

21、C=( MC12+MC2)2 1/2=(192+52.52) 1/2=55.83N?m计算当量弯矩：根据课本 P235得a =0.4Mec=MC2+(a T)21/2=55.832+(0.4 X 53.26)21/2=59.74N?m(6) 校核危险截面 C 的强度由式( 10-3)d e=Mec/ (0.1d3 ) =59.74x1000/(0.1 X 303)=22.12Mpa d -1b=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Lh=10 X 300 X 16=48000h(1) 由初选的轴承的型号为 : 6209,查1表14-1

22、9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/ FS1+Fa=FS2 Fa=O故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数 x、 yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA

23、2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本 P265表(14-14 )得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h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Lh=10X300X16=48000h( 1)已知 nI=473.33(r/min)两轴承径向反力： FR1=FR2=1129N根据课本P26

24、5 (11-12 )得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N/ FS1+Fa=FS2 Fa=O故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数 x、 yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本 P265表(14-14 )得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h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

25、键为：键 8X 36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14 X45 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键 10X 40 GB1096-792键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键 14X45 GB1096-79bX h=14X 9,L=45, 则 Ls=L-b=31mm圆周力： Fr=2TII/d=2 X 198580/50=7943.2N挤压强度：=56.93125150MPa= r p因此挤压强度足够剪切强度： =36.60120MPa= 因此剪切强度足够键 8X 36 GB1096-79 和键 10X 40 GB1096-79 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 M18X 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 M18X 1.5根据机械设计基础课程设计表 5