带式输送机传动装置设计说明书

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1、1设计任务书1.1设计题目：带式输送机传动装置1.2带式输送机传动简图如下1 -V#传动2 踊帯4 黜舉5 电动梅 fiSI1.3主要技术参数说明：输送带拉力F=1900N 输送带速度v=1.25m/s 滚筒直径D=190mm1.4工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动，每天两 班制工作，使用年限10年。输送带速度允许误差5%滚筒效率为0.97。1.5目前发展状况20世纪70- 80年代至现在，世界上减速器技术有了很大的发展， 且与新技术革命的发展紧密结合。通用减速器的发展趋势如下： 高水平、高性能。圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能 力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪

2、声低、效率高、可靠性高。 积木式组合设计。基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件 通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和 降低成本。Pw =2.45(kW 型式多样化，变型设计多。摆脱了传统的单一的底座安装方式, 增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接， 多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。2 电动机的选择2.1工作机最大使用功率 pw (kW)FvPw =1000w式中 F=1900N、v=1.25m/s、=0.97，得wFvPw=1000w1900 1.251000 0.972.45 (kW)22由电动机至工作机的总效率(%)2.32.4n =n

3、 n1二 0.86查表，选取各部分的效率 闭式圆柱齿轮传动的效率V带传动的效率一对滚动轴承的效率弹性联轴器的效率传动滚筒的效率=0.970.86n =0.97i二 0.9620.983厂0.= 0.97w20.96 0.98 0.99 0.97所需电动机的功率pd(kW)Pd忙篇=2.8仆选择电动机额定功率 pd(kW)P d 二 2.84(kW)nw =125.6(kW因带式输送机载荷变化不大、室温工作，电动机的额定功率pd只需略大于Pd即可，查表，取Pd =3 (kW)2.5选择电动机的转速滚筒轴的工作转速为nw= 125.6(r / min)60 1000V 一 60000 1.25D

4、3.14 190查表，各类传动的传动比为V带的传动比i v =24单级斜齿圆柱齿轮的传动比l = 35总传动比的推荐范围为i 二iv ic =(2 3)(4 5) =620电动机的转速范围可选n厂i nw=(620) 125.6 =753.62512(r/min)2.6选择电动机根据电动机的工作条件和电动机的转速范围 n0以及所需电动机的 功率pd，查表选用三相异步电动机，型号为 丫132S-6，同步转速 1000r/min,6 极。主要性能数据如下表：电动机型号额定功率(kW满载转速(r/min )堵转转矩额定转矩最大转矩 额定转矩Y132S-639602.02.2电动机型号中心 高H(mr

5、)i外形尺寸LxAC(AC + AD 厂 HD 2(mr)i安装尺寸A B (mr)轴伸尺寸BE(mr)i键槽尺寸 F( mr)Y132S-6132475 汉 345汉 31521614038 汉 8010Y132S-6型电动机外形尺寸和安装尺寸:i = 7.643计算传动装置总传动比及分配传动比3.1传动系统的总传动比 i其中n。为电动机的满载转速960r/min,滚筒转速nw =125.6r/min,得=960125.6= 7.643.2分配传动系统的各级传动比该传动系统由一级带传动和一级齿轮传动组成，为使V带传动的轮廓尺寸不值过大，分配传动比是应保证iic，故取i2.3 i/3.323.

6、3计算传动装置的运动和动力参数3.3.1 计算各轴转矩I 轴n广 n =960 =417.4(r/min)iv 2.3u轴n 21 =417.4 =125.7(r/mi n)ic3.323.3.2 计算各轴功率1轴 P1 = Pd宀 2=3 汉0.96 =2.88(kW)u轴 pp1 1 3=2.88 0.97 0.98 =2.74(kW)滚筒轴 Pw 二 P2 3 r 2.74 0.98 0.99 =2.66(kW)3.3.3计算各轴转矩p3电动机轴T 厂 9550 Pd =955029.8N-mn。960T1P1= 9550 P =95502.88417.4= 65.89N miv =2.

7、3ic =3.32n1 =417.4(r / mi n)n 125.7(r / mi n)R = 2.88 (kW)P2 二 2.74 (kW)Pw =2.66(kW)Td =29.8 (N m)T 65.89 (N m)T2 = 208.17 (N m)2.74125.7= 208.17NmT9550P2P =9550 n2工作机主轴=9550P wP =9550 nw2.66125.6= 202.25NmTw 二 202.25(N m)将以上计算参数整理成表如下，以备传动零件设计时查用轴号功率P(kW转矩T(n - m转速n(r/mi n )传动比效率n电动机轴(0轴)329.89602.

8、30.96I轴2.8865.89417.43.310.96U轴2.74208.17125.710.98滚筒轴2.66202.251904传动零件的设计计算4.1普通V带传动设计4.1.1选择普通V带型号V带的计算功率为Pc =3.6(kW)PcKP其中p为传动的额定功率(kw，查表得工作情况系数 Ka = 1.2，得PT.2 3=3.6(kW)根据Pc=3.6(kW)，同步转速为eoor/min，查表确定选用b型v带，小带轮基准直径 d1 = 160mm，小带轮转速 n 1200r / min ，单根普通 v带基本额定功率 p=3.17(kW)。4.1.2求大小轮基准直径d2、d1d1 = 1

9、60mm由上可知小轮直径d1T60mm 则大轮直径d厂半山一“二黑160(1-0.02360.63mmd2 = 375mm查表取d2=375mm4.1.3验算带速vdn。v v 60 1000160 96060000 8m/sv = 8m/s带速在525 m/s范围内，合适。4.1.4求中心距、带长和包角初步确定中心距a0，即a。=1.5(d1 d2)= 1.5(375 160)802.5mm取a。=800mm，符合0.7 d dJ a 2d dJa0 = 800mmv带基准长度L0 = 2a0+2(d1+d1兀(375 160 )2=2 绍00 +(160 +375)+晋盘一L0 =2454

10、.8mm=2454.8mm查表 Ld =2500计算实际中心距a c +a0d8002500 2454.82=822.6mma = 822.6mm中心距变动范围为(a 0.015Ld)(a 0.03Ld)=785.1 897.6mm验算小带轮包角a rQ d?di=180 一汉57.3 a375 -160。= 1808阪.3= 165120：合适。4.1.5求V带根数z根据公式得-Pcz(P0%P0)KK查表得 p=3.17(kW)传动比 j = 氏 =375= 9 4i d1(1 弋)1601 一0.02)705.35Ncos Pcos13 15L3 = 42mmL4 =65mmL5 = 5

11、mmL6 = 35mmFt1 二1886.34NFr1 =705.35NFa1 =444.2 N轴向力 Fa1 =Ft1 tan 1； -1886.34 tan 13 15 -444.2N5.2.5轴上的作用力带轮对轴作用力Fq = 758.6N垂直面支反力 MB =0、Fy =0F Ay1886.34 59.257.259.2= 959.4NFBy =Ft1 FAy =1886.34959.4 =927NFAy =959.4NFBy =927NMCy =54878N mmC点垂直面内的弯矩Mcy 二 FAy 57.2 =54878N mm作水平面内弯矩图，如图所示水平面内支反力、M B =0

12、Faz2Fq 99.3Fai57.259.2Fri 59.2155NFAz =155NFbz =1646N 8866 N mM Cz =-24382N mmM Bz -75329N mmM c =55590 N mmM c 二60051N mmM b -75329 N mmMvc =55590 N mmM VC =71896N mmMvb 口85073N mmMvd 二39534N mm Fy = 0 Fbz = Faz 亠 Fri 亠 Fq = 1646 NC点和B点水平面内弯矩M cz =-Faz 57.2 =-8866N mmd1M cz = - FAz 57.2- Fa1-24382N

13、 mm2M bz =-Fq 13 =-758.6 99.3 =-75329N mm合成弯矩M C = Jm； +M； = J548782 + 88662 = 55590N mmMC = ：MCy MCz =持5487822438260051 N mmM B = M Bz = 75329N mm作合成弯矩图，如图所示=65890N mm作转矩图，如图所示取=0.6MVC 二MC = 55590N mmMVC =MC2T； 2 二：6005120.6 65890 2 =71896 N mmM V x M B2T1 2753292 0.6 65890 2 85073 N mmMvd =”mD +（2

14、f =J（0.6 汇65890）2 = 39534N mm作当量弯矩图，如图所示垂直面水甲面台咸弯矩图当塑弯矩囹526校核轴的强度由当量弯矩图可以看出，B点的当量弯矩最大，但该处的直径却较小，故应验算B点强度B点强度合 格85073 二 24.2mm0.1 60二 4b = 60MPa45 钢调质 二 B=650MPaB点直径为35,强度合格验算最小直径E点强度M E = Fq 40 =30344N mm3 49837f0.160=20.25mmE点强度合 格MVe = Jm E +(2T1 f = J303442 +(0.6 汉 65890 f = 49837 N mm考虑到键槽影响，轴径加

15、大5%20.25(1+0.05)=21.26mm实际为23,大于dE,E点强度合格5.3减速器低速轴的设计5.3.1选择轴的材料选用45钢调质处理，硬度为197286HBS抗拉强度 b =650MPa5.3.2按转矩初步估算轴伸直径d _C取 C=112d _C3 P2 =1123 2.7431.29mm” n2 N 125.7低速轴上与带轮相连有一个键槽，故将轴径增大 10%d 2min =10.1 d 34.42mm2min34.42mm5.3.3选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承5.3.3.1确定轴各段直径因为 d2min = 34.42mm，所以取 d35mm每段轴段直径依次可以增

16、大的范围在(28) mmd22 8 = 37 43mm 取 d2 =40mmd3 =d2 2 8 = 42 48mm 取 d3 =45mm选用30209型号圆锥滚子轴承查表可得d4 =52mmd5 =d4 亠 i281=5460mm 取d5 =56mmd 35mmd2 二 40mmd3 二 45mmd4 = 52mmd5 =56mmde 二 45mmd6 3 = 45mm同一轴上的轴承选用同一型号，以便轴承孔镗制和减小轴承类型5.3.3.2确定轴各段长度选用YL9型凸缘联轴器，半联轴器长l=84mmLi的长度应比I略短一些，取Li=82mm82mm轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取h =20mm,

17、 e=1.2d3 =12mm，其中ds为螺钉直径，轴承外径D=85mm 取 d3 =10mmm = L - = 3 - B 轴承=Ci C 3 8 - 3 B轴承式中：为箱体壁原，取：=8mm查表 C1 =14mm, C2 = 12mm , B轴承=19mm轴承采用脂润滑，取 J = 10mmm=8 14 12 5-10-19二 10mm 因为 m : e,取 m =e =12mm所以 L2 = h e m = 20 12 12 = 44mmL3 =B轴承- .：3 2式中厶2为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差，假设两个齿轮的宽度差为 10mm取小齿轮至箱体内壁的距离为10mm

18、 则-2=-:2小B小轮-B大轮10 V13-5式中B为齿轮宽度L3 二 B轴承23 2 =19 13.5 10 2 = 44.5mm取 L3 二 42mmL2 = 44mmL3 = 42mmL4 二 58mmL5 = 7mmL6 二 32mm5.3.45.3.5L4 = b - 2 = 60- 2 = 58mmL5 = 7mmL6 = B轴承二 2 二3 - L5 = 19 13.5 10 - 7 = 35.5mm ,取 L6 = 32mm低速轴上齿轮的作用力T2 =208170N m D2 =230.126mm圆周力Ft22T22208170230.126= 1809.2NF t21809

19、.2径向力 Fr2 一一 - tana ，tan20 =676.5Ncos Pcos13 15轴向力 Fa2 =Ft2tan -1809.2 tan 13 15 =426N 轴上的作用力滚筒对轴的力Fq2202250 = 2129N190垂直面支反力-0Ay18092 52d931.3N49.4 52.4、 Fy =0FBy =1809.2 -931.3 =877.9NC点垂直面内的弯矩M cy 二 Fa49.4 = 46006 N mm作垂直面内弯矩图，如图所示 水平面内支反力Fq 102.6 -Fa2、MB =0Faz 52.4=1316N49.4 52.4 Fy =0FbFazFr2Fq

20、 =4122NC点和B点水平面内弯矩Ft2 1809.2NFr2 口676.5 Na2 一426NFAy =931.3NFBy =877.9 NM Cy = 46006N mmFAz = 1316NFbz =4122NM cz = -Fz 49.4 =-65010N mmM cz 二-Fz 49.4- Fa2 d2 = -114027N mm2M Bz =-Fq 102.6 =218435N mm作水平面内弯矩图，如图所示合成弯矩MC = . MCy M；e 二 460062 650102 = 79642N mm / 2 | 22-Me 二 Mey M cz 二,46006114027= 12

21、2958N mmMB = MBz| = 218435N mm作合成弯矩图，如图所示T 208170N mm作转矩图，如图所示M VC=M c = 79642N mmM VC.M C2T2 2 = 175269N mmM VB= x，Mb +(2T1 $ =251623N mmM VD2 2fMd2T1 =124902N mm5.3.6校核轴的强度验算B点强度3 mvb= 3 25162 34.74mm10* 4b0.1 6045 钢调质；和=650MPa =b =60MPaB点直径为45，强度合格 验算最小直径E点强度M e = Fq 40 =85160N mmMVE =mE2T2 2 =15

22、1171N mmM cz =-65010N mmM cz =-114027 N mmM Bz = 218435N mmM c -79642N mmM c =122958N mmM b 二218435N mmM VC =79642N mM VC 二 175269N mmM VB -251623N mmMvd 二124902N mmB点强度合 格dEE点强度合考虑到键槽影响，轴径加大10%29.32 (1+0.1)=32.25mm实际为35 mm，大于dE,E点强度合格垂直面水平面弯矩圏306I监11402184351229E79642208170合成弯矩圉转矩图251623当里咅拒團17526!

23、79S42124902高速轴 轴承型号302076圆锥滚子轴承的选择和寿命设计计算6.1选择轴承类型及型号6.1.1减速器高速轴轴承初选轴承型号为30207查表得轴承主要参数：d=35mm 外径 D=72mm T=18.25mm 宽度 B=17mm C=15mm 基本额定动载荷Cr=51.5kN基本额定静载荷Cor=37.2kN 临界系数 e=0.37 Y=1.6 Yo=0.96.1.2减速器低速轴轴承低速轴（轴）轴承初选轴承型号30209查表得轴承主要参数：d=45mm 外径 D=85mm T=20.75mr宽度 B=19mm C=16mm 基本额定动载荷Cr=64.2kn 基本额定静载荷C

24、or=47.8kn 临界系数 e=0.4 Y=1.5 Yo=0.86.2高速轴轴承的轴承受力及寿命校核6.2.1高速轴轴承受力假设空1时，x=0.4 y=1.6F r径向力 FrA = jFAy + FAz = J959.42 +1552 =971.84NFrB = jFBy + Ft = J9272 +16462 =1889N外载荷 Fa1 =444.2N轴向力 Fsa =広=97184 = 303.7N2y 2 .6FSB =电=1889 =590.31N2y 21.6因Fa1 +Fsb AFsa且A端固定所以 FaA =Fa1 +Fsb =1016.31N622计算当量动载荷轴承 A 良

25、=1016.31 =1.05 = 0.37FrA 971.84则 x=0.4y=1.6低速轴轴承型号30209=971.84NFtB =1889NFa1 = 444.2NFSA = 303.7NFSB = 590.31NFaA =1016.3NPa =2014.8NPb 口1889NPA = xFrA yFaA = 0.4 971.84 1.6 1016.3仁 2014.8N轴承 B FaB 二 590.31 二 on0.37FrB 1889则 x=1 y=0Pb =xFb yFaB =1889N6.2.3计算轴承寿命因为Pa Pb故应以轴承A的径向当量动载荷pa为计算依据轴承寿命 校核合格；

26、=3，查表 fp =1.5 ft =1106 ftCrLh = 197582h 60000h60n1 JpPa y轴承寿命校核合格6.3低速轴轴承的轴承受力及寿命校核6.3.1低速轴轴承受力假设 Ff；2 e 时，X=0.4 y=1.6径向力 FrA f JFAy fAz = 931.32 13162 -1612NFb 二；FBy F；二 877.92 41222 = 4214N外载荷Fa2 = 426N轴向力F SAFrA1612 =503.75N2y2 1.6F rB 42142y2 1.6= 1316.875NF sbFtA 二1612NFtB 4214NFa2 二 426NFsa 二5

27、03.75NFsb 二1316.875NaA1743N因Fa1 Fsb - Fsa且A端固定所以 FaA 二 Fa2F$b = 1743N6.3.2计算当量动载荷F 1743轴承 A aA =3 =1.08 e = 0.37FrA 1612则 x=0.4y=1.6PA 二 xFrA yF =0.4 1612 1.6 1743 = 3433.6NF 1312车由承 BaB. = 3=0.31 ： e =0.37FrB 4214Pa =3433.6NPb 二4214N则 x=1 y=0Pb =xFrB yFaB =4214N6.3.3计算轴承寿命=3,查表fp= 1.5 ft =1106 Lhft

28、Cr= 138919h60000h60n 2 lf p PB 丿轴承寿命校核合格7键连接的选择和验算7.1减速器高速轴的键连接 减速器高速轴只有轴伸处一个键，轴伸长度为80mm查表键长L=70mm轴径d=23mm选择圆头（A型）普通平键连接 公称尺寸b h=8 7 键的材料选用45钢，查表得许用挤压应力 Jp-100MPa轴承寿命 校核合格因为PaPb故应以轴承 A的径向当量动载荷Pa为计算依据a =4Lk p dh| P其中 d=23 h=27 l=L-b=70-8=62mm T =Tj =68760N mm 则减速器 高速轴 键的强度 校核合格4 汉 68760r i二 p27.55MPa

29、 辽匕 p 100MPap 23 7 62p键的强度校核合格7.2减速器低速轴的键连接低速轴上有轴伸处和齿轮处两个键因承受转矩相同，只校核直径和长度尺寸大小的轴伸处的键轴伸长度为80mm查表键长L=70mm轴径d=35mm采用圆头（A型）普通平键连接公称尺寸b h =10 8键的材料选用45钢，查表得许用挤压应力t/-100MPa=dhi 十1其中 d=35 h=8 l=L-b=70-10=60mm=209340N mm，则4209340 xaMPa 卜 p =100MPa35 8 60p减速器 低速轴 键的强度 校核合格键的强度校核合格8联轴器的选择联轴器用在减速器输出轴与工作机主轴的链接上

30、， 所链接轴的转速低， 传递的转矩较大，在保证两轴安装精度前提下选用刚性联轴器， 采用凸缘 联轴器联轴器的计算转矩为Tc 二 KaTT =7； = 209.34N m KA =1.5选用YL9型凸缘TC =1.5 209.34 = 314N m使 TC : Tn n = n 2 =125r min : np径伸直径 35mm查表，应选用型号YL9的凸缘联轴器（钢制）联轴器公称转矩 Tn = 400N m，许用转速np = 6800r min轴孔直径3845mm主动端采用丫型轴孔长度L=82mm从动端采用J1型轴孔长度L=60mm9减速器的润滑和密封9.1润滑：齿轮圆周速度v =1.53m/s：

31、12m/s，采用油池润滑，圆柱齿轮浸入油 的深度约一个齿高，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm选择油面的高度为40mm轴承润滑方式采用脂润滑。9.2密圭寸：为了防止润滑油或脂漏出和箱体外杂质、水及灰尘等侵入，减速器在轴的伸出处、箱体的结合面处和轴承盖、窥视孔及放油孔与箱体的结合面 处需要密封。轴伸出处的滚子轴承密封装置采用毛毡圈密封，其中第I、 II轴按密封圈密封处直径=30mm和d? =40mm选择毛毡圈尺寸= 35,= 29, B = 7 和 D? = 53, d 2 =39, B = 7。参考文献机械设计基础 杨可桢等高等教育出版社机械设计基础课程设计指导书黄晓荣 中国电力出版社机械设计基础课程设计何凡等冶金工业出版社机械课程设计张文兵煤炭工业出版社机械设计基础课程设计朱文坚等科学出版社机械设计课程设计王洪北京交通大学出版社机械设计基础课程设计陈立德高等教育出版社机械设计基础课程设计朱双霞等哈尔滨工程大学出版社机械设计基础课程设计孟玲琴等北京理工大学出版社