胶带输送机卷筒的传动装置

-1-胶带输送机卷筒的传动装置设计2010/5/4-2-目录题目和原始条件和数据....................................1一、电动机、传动比、运动及运动参数的确定.................2二、设计高速级齿轮传动...................................5三、设计链传动.........................................10四、设计轴及轴承装置、键................................12五、箱体结构尺寸.......................................22六、润滑与密封.........................................24七、设计总结...........................................24八、参考文献...........................................25-1-题目：设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置。原始条件和数据：由电动机驱动，输送带的牵引力F=4.5KN，运输带速度v=1m/s，运输机滚筒直径为D=340mm。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为十年，两班制。-2-一、电动机、传动比、运动及运动参数的确定1.选择电动机类型（1）选择电动机类型按已知工作要求和条件选用Y列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）确定电动机功率工作装置所需功率wP：1000试中4500WFN，1.6/wvms，工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴承的效率取0.94w。带入上式得：450014.79100010000.94电动机的输出功率0P：0wPP式中，为电动机至卷筒轴的传动装置总效率。由2crgs，取滑块联轴器效率0.98c，滚动轴承效率0.995r，8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率0.97g，滚子链传动效率0.96s，则20.980.9950.970.960.90故04.795.320.90wPPkW因载荷平稳，电动机额定功率mP只需略大于0P即可，按表8-169中Y系列电动机技术数据选电动机的额定功率mP为5.5kW。-3-（3）确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为….44610610156.20/min340wwvnrD按《机械设计课程设计》表2-1推荐的各传动机构传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围'3~5gi，滚子链传动比范围'2~5si。则总传动比应为'6~25i，可见电机的转速范围：''(6~25)56.20337.2~1405/minwninr符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min两种，为减少电动机的重量和价格，表8-169选常用的同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y132M2-6,其满载转速960/minmnr。电动机的中心高，外形尺寸，轴伸尺寸等由《机械设计课程设计》表8-170中查到。2.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比96017.0856.2mwnin（2）分配传动装置各级传动比由式sgiii，取滚子链传动比4si，则齿轮传动比4.27gi。3.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速Ⅰ轴1960/minmnnrⅡ轴12960224.82/min4.27gnnri-4-工作轴2224.8256.2/min4wsnnri（2）各轴输入功率Ⅰ轴105.320.985.21cPPkWⅡ轴215.210.970.9955.03grPPkW工作轴5.210.9950.964.79wersPPkW（3）各轴输入转矩Ⅰ轴1115.219550955051.83960PTNmnⅡ轴2225.0395509550213.67224.82PTNmn工作轴4.7995509550813.9656.2电动机输出转矩005.329550955052.92960mPTNmn将以上算得的运动和动力参数列表如下：参数轴名电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴工作轴转速n（r/min）960960224.8256.2功率（kW）5.325.215.034.79转矩（N·m）52.9251.83213.67813.96传动比i1.004.274效率η0.980.9650.955表1.运动和动力参数列表-5-二、设计高速级齿轮传动1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）选用8级精度。（3）材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料的硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数122z，大齿轮齿数2224.2793.94z，取294z。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即：213112.32()[]EtdHKTZudu（1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数1.3tK。2)计算小齿轮传递转矩：55411195.51095.5105.215.18310960PTNmmn3)由《机械设计》表10-7选取齿宽系数1d。4)由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa。5)由《机械设计》表图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa。6)由《机械设计》式10-13计算应力循环次数91160609601(2836510)3.36410hNnjL-6-9923.364100.788104.27N7)由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数10.90HNK；20.97HNK。8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由《机械设计》式10-12得：1lim11[]0.9600540HNHKMPaS2lim22[]0.97550533.5HNHKMPaS（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径1td，代入[]H中较小的值：213112.32()[]EtdHKTZudu4231.35.183105.27189.82.32()50.84314.27533.5mm2)计算圆周速度v。1150.8439602.55/601000601000tdnvms3)计算齿宽b。1150.84350.843dtbdmm4)计算齿宽与齿高比bh。模数：1150.8432.31122ttdmmmz齿高：2.252.252.3115.20thmmm50.8439.7785.20bh5)计算载荷系数。-7-根据2.55/vms，8级精度，由《机械设计》图10-8查得1.14VK；直齿轮，1HFKK。由《机械设计》表10-2查得使用系数1AK由《机械设计》表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，1.453HK。由9.778bh，1.453HK查《机械设计》图10-13得，1.38FK。故载荷系数：11.1411.4531.656AVHHKKKKK6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由《机械设计》式10-10a得：33111.65650.84355.1151.3ttKddmmK7)计算模数m：1155.1152.5122dmmmz3.按齿根弯曲强度的设计公式由《机械设计》式10-5得弯曲强度的设计公式为13212()[]FaSadFYYKTmz（1）确定公式内的各计算数值。1)由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa；大齿轮的弯曲强度极限2380FEMPa。2)由《机械设计》图10-18去弯曲疲劳寿命系数10.82FNK，-8-20.85FNK。3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计》式10-12得1110.82500[]292.861.4FNFEFKMPaS2220.85380[]230.711.4FNFEFKMPaS4)计算载荷系数K。11.1411.381.573AVFFKKKKK5)查取齿形系数。由《机械设计》表10-5查得12.72FaY；22.192FaY。6)查取应力校正系数。由《机械设计》表10-5查得11.57SaY；21.784SaY。7)计算大、小齿轮的[]FaSaFYY并加以校正。1112.721.750.01458[]292.86FaSaFYY2222.1921.7840.01695[]230.71FaSaFYY大齿轮的数值大。（2）设计计算13212()[]FaSadFYYKTmz43221.5735.183100.016951.79122mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而-9-齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数1.78并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径155.115dmm，算出1z：1155.115282dzm大齿轮齿数24.2728119.6z，取2120z4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径1128256dzmmm221202240dzmmm（2）计算中心距125624014822ddamm（3）计算齿轮宽度115656dbdmm取256Bmm，160Bmm。名称代号小齿轮大齿轮模数m2mm压力角20分度圆直径d56mm240mm齿顶高ah2mm齿根高fh2.5mm齿全高h4.5mm齿顶圆直径ad160admm2244admm-10-齿根圆直径fd151fdmm2235fdmm中心距a148mm齿宽B160Bmm256Bmm表2.齿轮几何尺寸三、设计链传动1.选择链轮齿数取小链轮齿数119z，大链轮的齿数2141976ziz2.确定计算功率由《机械设计》表9-6查得1.0AK，由图9-13查得1.36ZK，单排链，则计算功率为1.01.365.036.48caAZPKKPkW3.选择链条型号和节距根据6.48caPkW及1224.82/minnr，查《机械设计》图9-11，可选16A-1。查表9-1，链条节距25.4pmm。4.计算链节数和中心距初选中心距：0(30~50)25.4762~1270amm取01000amm。相应链节数：201221002()22pazzzzpLpa-11-10001976761925.42()128.3325.4221000取链长节数0128pL节。查《机械设计》表9-7得到中心距计算系数10.243424f。则链传动的最大中心距为112[2()]PafpLzz0.24342425.4[2128(1976)]995mm5.计算链速v，确定润滑方式11224.821925.41.8/601000601000nzpvms由1.8/vms和链号16A-1。查《机械设计》图9-14可知应采用油池润滑。6.计算轴压力PF有效圆周力为5.031000100028221.8ePFNv链轮水平布置时