设计带式输送机传动装置

目录一、设计任务书……………………………………二、总体方案设计…………………………………1．传动方案分析…………………………………………………………2．电动机的选择…………………………………………………………．3．传动比分配……………………………………………………………．4．传动系统的运动和动力参数…………………………………………三、传动零件的设计计算…………………………．1．带传动的设计…………………………………………………………．2．齿轮传动的设计………………………………………………………．3．轴的结构设计及计算…………………………………………………．4．校核……………………………………………………………………．一、设计任务书1.设计题目：带式输送机传动装置（简图如下）原始数据：参数题号12345输送带工作拉力F/N23002100190022002000输送带工作速度v/(m/s)1．51．61．61．81．8滚筒直径D/mm400400400450450每日工作时数T/h2424242424传动工作年限/a55555注：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1．25倍，输送带速度允许误差为±5%2．设计工作量：①．设计说明书1份②．减速器装配图1张（A0或A1）③．零件工作图1～3张本组设计选第5组数据二、总体方案设计1．传动方案分析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Y132M2—6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/ηPw=FV/1000ηw所以Pd=FV/1000ηwη由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为η·ηw=η1·η2·η3·η4·η5·η6式中：η1、η2、η3、η4、η5、η6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2．3得：各项所取值如下表：种类取值带传动V带传动0．96齿轮传动的轴承球轴承0．99齿轮传动8级精度的一般齿轮传动0．97联轴器十字滑块联轴器0．98卷筒轴的轴承球轴承0．99卷筒的效率0．96η·ηw=0．96×0．992×0．97×0．98×0．99×0．96＝0．85所以Pd=FV/1000ηwη=2000×1．8／1000×0．85kW=4．23kW(3)确定电动机转速卷筒轴的工作转速nw=60×1000／πD＝60×1000×1．8／π×450r/min=76．4r/min按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1’=2~4,单级齿轮传动比i2’=3~5,则合理总传动比的范围为i’=6～20，故电动机转速可选范围为nd’=i’·nw=(6~20)×76．4r/minnd’=（458～1528）r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，由《机械设计指导书》附录8附表8．1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Ped／kW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1Y160M2—85．57507209．4233．142Y132M2—65．5100096012．5734．193Y132S—45．51500144018．853．55．385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—6，所选电动机的额定功率Ped=4kW，满载转速nm=960r/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Ⅰ轴：nⅠ=nm／i0=960／3r/min=320r/minⅡ轴：nⅡ=nⅠ／i1=320／4．19r/min=76．4r/min卷筒轴：nw=nⅡ=76．4r/min（2）各轴的输入功率Ⅰ轴：PⅠ=Pd·η01=4．23×0．96kW=4．06kWⅡ轴：PⅡ=PⅠ·η12=PⅠ·η2·η3=4．06×0．99×0．97kW=3．9kW卷筒轴：Pw=PⅡ·η34=PⅡ·η5·η6=3．9×0．99×0．96kW=3．7kW（3）各轴输入转矩电动机输出转矩：Td=9550×Pd／nm=9550×4．23／960N·m=42．1N·mⅠ轴：TⅠ=Td·i0·η01=42．1×3×0．96N·m＝121．2N·mⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i1·η12=TⅠ·i1·η2·η3=121．2×4．19×0．99×0．97N·m＝487．7N·m卷筒轴：Tw=TⅡ·i2·η34=TⅡ·i2·η5·η6=487．7×1×0．99×0．96N·m＝463.4N·m运动和动力参数的计算结果列于下表：电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴转速n/(r/min)输入功率p/kW输入转矩T/N·m9604.2342.13204.06121.276.43.9487.776.43.71463.4轴名参数传动比i效率η30.964.190.9610.95三、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·m许用转速/r/minD0DLS36,40500250601101600.5+0.502.设计减速器外传动零件带传动的设计注：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=KA·P=1.4×5.5＝7.7kW（2）选取普通V带型号根据Pc=7.7kW，n1=960r/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=n1·dd1/n2=960×140／320mm=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=2.86n2=n1/i=960/2.86r/min=336r/min从动轮的转速误差率为（336－320）/320×100%=5%在±5%以内为允许值（4）验算带速VV=πdd1n1／60×1000＝π×140×960／60×1000m/s=7.03m/s带速在5～25m/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a00.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)即0.7×（140＋400)mm≤a0≤2×（140＋400)mm378mm≤a0≤1080mm取a0=500mmL0=2a0+π/2(dd1+dd2)+（dd2－dd1）2/4a0=［2×500＋π/2×（140＋400)＋（400－140)2／(4×500)）=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a≈a0+（Ld－L0）/2=500+(1800－1881.6)/2=459mm中心距a的变化范围为amin=a－0.015Ld=(459－0.015×1800)mm=432mmamax=a+0.03Ld=(459+0.03×1800)mm=513mm(6)校验小带轮包角α1由式8.17得α1=1800－（dd2－dd1）×57.30/a=1800－（400－140)×57.30／459=147.540＞1200（7）确定V带根数由式8.18得Z≥Pc／［P0］=Pc／(P0+△P0)KαKL根据dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.10根据内插法可得：P0=［1.82+（2.13－1.82）×（960－800）／（980－800）］kW=2.096kW取P0=2.1kW由式8.11得功率增量△P0△P0=Kbn1(1－1/Ki)由表8.18查得Kb=2.6494×10-3根据传动比i=2.86，查表8.19得Ki=1.1373，则△P0=［2.6494×10-3×960×（1－1／1.1373）］kW=0.31kW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）×0.92×0.95=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=500Pc(2.5／Ka－1)／zv+qv2=［500×7.7×（2.5／0.92－1）／4×7.03+0.17×（7.03）2］N=243.53N由式8.20可得作用在轴上的压力FQ为FQ=2F0zsina1/2=2×243.53×4sin147.540/2N=1870.6N(9)设计结果选用4根B—4000GB/T1154—1997的V带，中心距a=459mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=400mm，轴上压力FQ=1870.6N2.齿轮传动的设计注：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。（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220～250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170～210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um（2）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T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.06／320=1.21×105N·m②载荷系数K查表10.11取K=1.4③齿数z、螺旋角β和齿宽系数Ψd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Ψd=1④许用接触应力［σH］由图10.24查得σHlim1=560MPaσHlim2=530MPa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=60×320×1×(5×365×24)=8.41×108N2=N1／i=8.41×108／4.19=2.01×108查图10.27得ZNT1=1ZNT2=1.06由式10.13可得［σF］1=SYFFNT1lim1=MPa3.1210=560MPaZNT2σHlim2［σF］2=──────1.06×560=────MPa1=562MPam=d1／z1=47.02／25=1.88由表10.3取标准模数m=2mm（3）计算主要尺寸d1=mz1=2×25mm=50mmd2=mz2=2×