帶式輸送機傳動裝置(課程設計）

一、設計題目：帶式輸送機傳動裝置

已知條件	題目參數
輸送帶工作拉力 F/KN	5.0
輸送帶工作速度v/(m/s)	1.43
滾筒直徑D/mm	350

按斜齒圓柱齒輪設計減速器

已知條件：

（1）工作情況：兩班制，連續單向運轉，載荷比較平穩，允許輸送帶工作速度誤差為±0.5%

（2）使用年限：5年

（3）動力源：380/220V交流電

二、主要內容：

    P65頁  7.1.2

三、設計工作量：

  1、減速器裝配圖1張（2號圖紙）

   2、零件工作圖2張  （3號圖紙）

   3、設計說明書1份  （10-15頁要求附說明簡圖）

四、進度安排

基礎設計計算——2天

裝配圖底圖——3天

裝配圖——1．5天

零件圖——1.5天

說明書（打?。?天

目   錄

一、電動機的選擇…怠…………………………………………………4

二、傳動設計………………………………………………………………5

三、帶傳動的設計…………………………………………………………7

四、齒輪的設計…………………………………………………………  10

1．齒輪材料及精度的選擇……………………………………………… 10

2. 按齒面接觸強度設計……………………………………………     10

3.確定主要參數及計算主要尺寸…………………………………………11

4.齒根彎曲疲勞強度校核…………………………………………………12

5.齒輪主要參數……………………………………………………………13

五、軸的設計………………………………………………………………14

1.高速(齒輪)軸的設計……………………………4……………………14

2.低速軸的設計……………………………………………………………15

3.軸上其它零件的設計………………………………………………… 16

4.鍵的選擇校核………………………………………………………… 17

5.鍵的4度校核………………………………………………………… 18

6.輸出軸的強度校核…………………………………………………… 19

六、軸承的校核……………………………………………………     20

七、心得體會……………4……………………………………       21

 

一、電動機的選擇

1、選擇電動機類型

    按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機，它為臥式封閉結構。

2、選擇電動機的容量

    卷筒軸的輸出功率PW ：

    PW =F·V/1000=4000×1.43/1000=5.72kW

    電動機輸出功率為Pd              

              Pd=Pw/ηpd

    傳動裝裝置總效率

    式中：V帶效率1=0.96，滾動軸承效率(二對) 2=0.99,閉式齒輪傳動效率（單級，斜齒輪）3=0.97, 彈性聯軸器效率4=0.99，滾筒效率5=0.96，則：

    故 Pd= PW/h=5.72/0.86=6.651kw

    因載荷平穩,電動機額定功率略大于即可，由《機械設計基礎實訓指導》附錄查的Y系列電動機數據，選電動機的額定功率為7.5kw。

3、確定電動機轉速

    卷筒軸工作轉速:由v=1.43m/s,v帶傳動的傳動比i=2~4。而且單級閉式齒輪傳動比常用范圍為ia‘=3~6，則一級圓柱齒輪減速器傳動比選擇范圍為：

ia=ia‘·i帶＝3×2~4×6 =6~24

    卷筒的轉速

    nw=601000V/πD=(60×1000×1.43)/(π×350)=78.031r/min

    故電動機的轉速可選范圍為

    nd= nw ·ia =78.031×(6~24)= 486.186~1872.744r/min

    按照以上設計數據，可供選擇的電動機如下表1—1所示

表1-1：

    則可選用Y160M—6電動機，滿載轉速為970，額定功率為7.5KW。

二．傳動設計

1.傳動比的分配

（1）總傳動比

ia=970/78.031=12.431

（2）分配減速器各級傳動比

ia=ia‘·i帶=6~24

為使單級齒輪傳動比不至于太大，取帶傳動的傳動0i帶=3

減速器的傳動比為ia’=12.431/3=4.144 ，本次設計的減速器為單級齒輪減速器，故有：

ia’=4.144   i帶=3

2.運動和動力參數計算

0軸(電動機軸)

P0=Pd＝7.5 kw

n0= nd=970 r/min

T0=9550·P0/n0=9550*7.5/970=73.840 N·m

1軸(帶傳動-高速軸1)

6.651/7.5=0.8868  接近80%所以代7.5 kw進行計算

P1= P0·h2h4·=7.5*0.99*0.99＝7.351kw 【h2為軸承的效率，】

n1=n0/i帶=970/3=323.333r/min               【h4為帶傳動的效率】

T1=9550·P1/n1=9550*7.351/323.33=217.122 N·m

2軸(齒輪傳動-低速軸2)

P2= P1·h2h3=7.351*0.97*0.99＝7.059 kw 【h3為齒輪傳動的效率】

nW =n2=n1/ia=323.333/4.144=78.024 r/min

T2=9550·P2/n2=9550·7.059/ 78.024=864.010 N·m

【若為一級減速器則計算到這里即可，】

根據以上數據，我們可以把它列成一個表格，更能清楚的了解數據：

表 2

軸名	功率P/kw	轉距T/N.m	轉速n/(r/min)	傳動比
電機軸(0軸)	5.5	73.840	970
1軸	7.351	217.122	323.333	3
2軸	7.059	864.010	78.024	4.144

三.帶傳動的設計

    已知電機額定功率P=7.5kw,轉速n0=970r/min,各軸的轉速如表3：

轉動軸	輸入軸 （0軸）	1軸		輸出軸   （2軸）		滾筒軸
轉速n	970	323.333		78.024
傳動比	3		4.144		1

    由電動機驅動，工作壽命年限為5年，兩班制工作，轉向不變單向運行，有輕微的振動。

(1)確定計算機功率Pc

    由表9-12查的KA=1.2，由式（6-11）得

     Pc=KAP=1.2*7.5=9KW

（2）選取普通V帶型號

    根據Pc=7.5KW、n0=970r/min,由圖9-10選用B型普通V帶

（3）根據表6-2選取dd1=125.

    大帶輪基準直徑dd2=n1/n2*dd1=970/323.333*125=375.0039mm

    按表9-4選取標準值dd2=375mm，則實際傳動比i、從動輪實際轉速分別為i=dd2/dd1=375/125=3.00 ,  n1=n0/i=970/3.00=323.333r/min

    從動輪的轉速誤差為：(323.333-323.33)/323.33*100%=0.0003%

    誤差率在±5%內，為允許值。

（4）驗算帶速

      v=πdd1n1/60*1000=3.14*125*970/（60*1000）=6.35m/s

  帶速在5~25m/s范圍內。

（5）確定帶的基準長度Ld和實際中心0a

  初定中心距：0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

                   350≤a0≤1000

  取a0=650mm.   

由0(6-14)得:    L0=2a0+π/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0

                  =2133.47mm

由表9-2選取基準長度Ld=2240mm

由式（6-15）得實際中心距為a≈a0+(Ld-L0)/2=703.13mm

    取a=700mm

    考慮安裝、調整和補償張緊力的需要，中心距應有一定的調節范圍。中心距a的變動范圍為:

       amin=a-(2bd-0.009Ld)=700-(2×14-0.009×2240=692.16mm

        amax=a+0.02*Ld=700+0.02*2240=744.8mm

(6)校驗小帶輪包角α1

    由式（6-16）得  α1=1800-（dd2-dd1）/a*57.3=1590

α1>120,合適。

（7）確定V帶惺齴

   由式（6-17）得 z=Pc/(P0+△P0)KαKL

      根據dd1=125mm、n0=970r/min,查表9-7，用線性插值法得P0=2.67KW，由表9-9△P0=0.3KW。

   由表9-2查得帶長度修正系數KL=1，由9-11查得包角系數

Kα=0.95，因而得普通V帶的根數為

 z=Pc/(P0+△P0)KαKL=7.5/(2.67+0.3)*1*0.95=2.40

圓整得z=3.

(8)求單根V帶的初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ

  由表9√-1查得B型普通V帶的每米長質量q=0.19Kg/m,根惺劍6-18）得單根帶的初拉力為

  F0=500Pc/zv*（2.5/Kα-1）+qv2=500*7.5/(3*6.35)*（2.5/0.95-1）+0.19×6.352=328.84N

  由式（6-19）可得作用在帶輪軸上的壓力為

    FQ=2ZF0sinα/2=2*3*328.84*sin1590/2= 1940.00N

四.齒輪的設計

1.選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數

選用7級精度

因傳遞功率較大，選用硬齒面齒輪傳動。

參考表5-6

小齒輪：40Cr（表面淬火），硬度為48~55HRC

大齒輪：40Cr（表面淬火），硬度為48~55HRC

為增加傳動平穩性，選，取125

因選用閉式硬齒面傳動，故按齒根彎曲疲勞強度設計，然后校核其齒面接觸疲勞強度。

2.按齒根彎曲疲勞度設計

按式（5-52），設計公式為

1）試選載荷系數

2）初選螺旋角β=12

3）小齒輪傳遞轉矩

4）由表5-14，選齒寬系數

5）端面重合度

6）軸面重合度

7) 重合度系數

8) 螺旋角系數 由圖5-41，

9) 當量齒數

10）齒行系數

由表5-13

11）應力修正系數

由表5-13

12）彎曲疲勞強度極限

由圖5-25查得

13）接觸應力循環次數

由式（5-28）

14）彎曲疲勞強度壽命系數

由圖5-27查得，

15）彎曲疲勞強度安全系數

16）計算許用彎曲應力

由式（5-29）

17m計算與

18）計算模數

19）計算圓周速度

20）確定載荷系數

由表5-10查取使用系數

根據，由圖5-28，動載系數

根據，

由圖5-29，齒間載荷分配系數

由表5-11，齒向載荷分配系數

故載荷系數

21）修正法面模數

圓整為標準值，取

3.確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸

1）中心距

圓整為a=160mm

2)確定螺旋角

3）分度圓直徑

4）計算齒寬

4.校核齒面接觸疲勞強度

按式（5-49），校核公式為

1）彈性系數

由表5-12，查取彈性系數

2）節點區域系數

由圖5-40，節點區域系數

3）重合度系數

4）螺旋上凳

    

5）接觸疲勞強度極限

由圖5-24查得

6）接觸疲勞強度壽命系數

由圖5-26查取接觸疲勞強度壽命系數

7）接觸疲勞強度安全系數

取失效概率為1%，接1疲勞強度安全系數

8）計算許用接觸應力

由式（5-29）

9）校核齒面接觸疲勞強度

齒輪主要參數

5.選擇潤滑方式

閉式齒輪傳動，，齒輪的圓周速度v≤12m/s,常將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑,推薦使用中負荷工業齒輪油，潤滑油運動粘度