设计一带式输送机传动装置

机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计一带式输送机传动装置机械设计制造及其自动化专业四班设计者孙华跃学号2011072422指导老师王首军2014年6月12日济宁学院2目录一、设计任务书…………………………………………………………3二、传动方案拟定………………………………………………………3三、电动机的选择，传动装置的运动和运动参数计算………………3四、传动零件的计算……………………………………………………6五、轴的设计计算………………………………………………………12六、键连接的设计………………………………………………………16七、滚动轴承的设计……………………………………………………17八、联轴器的设计………………………………………………………18九、箱体的设计…………………………………………………………18十、润滑和密封的设计…………………………………………………19十一、设计小结…………………………………………………………20十二、参考资料…………………………………………………………203计算项目及内容主要结果一、设计任务书第1题：设计一带式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10年（每年300个日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。题号1-A1-B1-C1-D1-E输送带的牵引力F/kN21.251.51.61.8输送带的速度v/(m/s)1.31.81.71.61.5输送带滚筒的直径D/mm180250260240220选择数据：输送带的牵引力F=2kN输送带的速度v=1.3m/s输送带滚筒的直径D=180二、传动方案拟定方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。612345VF1——V带传动2——电动机3——一级圆柱齿轮减速器4——联轴器5——卷筒6——运输带三、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数的计算（一）电动机的选择41、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机功率的确定：工作机所需工作功率为：WP=WF×Wv/(1000W)WF：工作机阻力Wv：工作机线速度WP=（2000×1.3）/（1000×0.96）=2.708kW由电动机至工作机的传动总效率为：总=×××24式中：分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。取=0.96、=0.98、=0.99、=0.99则：总=0.96×0.98×0.99×299.0=0.913所以电机所需的工作功率：dP=FV/1000总=(2000×1.3)/(1000×0.913)=2.966(kw)电机的额定功率mP由mPdP选取mP=3kW3、确定电动机转速卷筒工作转速为：4n＝60×1000·V/（π·D）=(60×1000×1.3)/（180·π）=138r/min根据课程设计P.14表3-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围1i=3～5。取Ｖ带传动比2i=2～4。则总传动比理论范围为：i＝6～20。故电动机转速的可选范为64n~204n即828≤n≤2760则符合这一范围的同步转速有：1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出两种适用的电动机型号：（如下表）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可第1方案比较适合。此选定电动机型号为Y100L2-4方案电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)额定转矩堵载转矩额定转矩最大转矩质量/kg1Y100L2-4314302.22.3382Y132S-639602.02.063WP=2.708kWdP=2.966(kw)mP=3kW4n＝138r/min5（二）确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速mn和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：i=mn/4n=1430/138=10.36总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比i=1i×2i（式中1i2i分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据课程设计P.14表3-2，取1i=2.8则2i=3.7（三）确定传动装置的运动和动力设计（1）计算各轴的转数：电机轴：1n=mn=1430（r/min）中间轴：2n=1n/1i=1430/2.8=510（r/min）低速轴：3n=2n/2i=510/3.7=138（r/min）滚筒：4n=3n=138（r/min）（2）计算各轴的功率：kW电机轴：1P=mP中间轴：2P=1P=2.88低速轴：3P=2P=2.79滚筒：4P=3P=2.73式中：分别为带传动、齿轮传动、联轴器和轴承的传动效率。(3)计算各轴的输出转矩：N·m由iT=iinP9550可得：电机轴：1T=20.035中间轴:2T=53.929低速轴:3T=193.076电机轴中间轴低速轴滚筒功率/kW32.882.792.73转矩/N·m20.03553.929193.076188.924转速/(r/min)1430510138138传动比i2.83.71效率η0.960.97020.9801电动机型号：Y100L2-4i=10.36带轮：1i=2.8齿轮：2i=3.7转速：r/min1n=14302n=5103n=1384n=138功率：kW1P=32P=2.883P=2.794P=2.73输出转矩：N·m1T=20.0352T=53.9293T=193.0764T=188.9246四、传动零件的计算（一）V型带零件设计1.计算功率：caP=AK×P=1.2×3=3.6KwAK--------工作情况系数，查表8-8取值1.2P--------电动机的额定功率2.选择带型根据caP=3.6kW，n=1430,可知选择A型；《机械设计》第八版157页由表8－6和表8－8取主动轮基准直径d1d=100则从动轮的直径为d2d=d1d×1i=2.8×100=280mm,从表8-8取d2d=280mm3.验算带的速度根据机械设计式（8-13）计算带速1000601nvdd=3.14×100×1430/(60×1000)=7.49m/s带速不宜过高或过低，一般应使v=5～30m/s5≤7.49≤30故带速合适4、确定普通V带的基准长度dL和传动中心矩a根据0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)，初步确定中心矩a0=500mm5.计算带所需的基准长度：d0L=2a0+π（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14×(100+280)/2+(280-100)2/4×500=1613mm带的基准长度dL根据d0L由《机械设计》表8-2选取dL=1640mm计算实际中心距a2/)(0dodLLaa=500+(1640-1613)/2=514mm确定中心距调整范围563164003.051403.0maxdLaammcaP=3.6KwA型带d1d=100d2d=280mm中心矩a0=500mmd0L=1613mmdL=1640mma=514mm74891640015.0514015.0mindLaamm6.验算小带轮上的包角adddd/3.57)(18001201=160°1200《机械设计》公式8-257.确定带的根数Z由dd1=100和1n=1430查表8-4得0P=1.306根据1n=1430，1i=2.8和A型带查8-50P=0.1684查表8-6得K=0.95，查表8-2得LK=0.96Z＝kkppplca)(00=)1684.0306.1(6.3×0.95×0.96=2.227取Z=38.计算预紧力vkpFqvzca20)15.2(500《机械设计》公式8-27的引用《机械设计》查表8-3得q=0.105（kg/m）0F=500×349.76.3×(K5.2-1)+0.105×7.492=137N9.计算作用在轴上的压轴力PF=2z0Fsin=810N10.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径dd1=100mm，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式。11.主要设计结论选用A型普通V带4根，带基准长度1640mm，带轮基准直径d1d=100mm，d2d=280mm（二）齿轮的设计1=160°根数：Z=30F=137NPF=810Nd1d=100mmd2d=280mm81．选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2)减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3)选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4)选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为z2=24×3.7=88.8，取z2=89（5）按齿面接触强度进行设计由式td1≥32112HEHdHtZZZuuTK试算小齿轮分度圆直径1)选用载荷系数HtK=1.32)计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×105×P/n=5.393×104N·mm3)《机械设计》由表10-7选定齿轮的齿宽系数1d4)《机械设计》由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.812MPa5)由图10-20查区域系数ZH=2.56)由式Z=34a计算重合系数Z=0.8727)由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550MPa由机械设计公式10-15得N1=Lnhj160=60×510×1×（16×300×10）=1.4688×109N2=60n2jLh=60×138×1×(16×300×10)=3.97×1088）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1由图10-23查接触疲劳寿命系数KHN1=0.9,KHN2=0.95由式10-14得Z=0.8721limH=600Mpa2limH=550MPaN1=1.46×1092N=3.97×1089SKHNH1lim11=540MpaSKHNH2lim22=522.5Mpa试算小齿轮分度圆的直径td1，带入H中较小的值td1=32112HEHdHtZZZuuTK=70.438mm2.调整小齿轮分度圆直径(1)计算圆周的速度V10006011ndVt=1.88m/s(2)计算齿宽btddb1=170.438mm=70.438mm(3)计算实际载荷系数。根据V=1.88m/s;7级精度，由图10-8可查得动载系数vk=1.08查表10-3得齿间载荷分配系数HK=1.2由表10-4用插值法得HK=1.316由表10-2可得使用系数Ak=1故载荷系数HHVAKKKKK=1×1.08×1.2×1.316=1.703.按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。311KHtHtKdd=70.438×33.17.1mm=77.027mm4.计算模数m。11zdm=3.2mm;5.按齿根弯曲强度设计1H540Mpa2H522.5Mpatd1=70.438mm1d=77.027mm10弯曲强度的计算公式321)(12FSaFadYYzKTm（1）确定公式内各计算数值1)查图10-24c可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1limF=500Mpa;大齿轮