傳送設備的傳動裝置

1、計算內容計算結果一，設計任務書設計題目：傳送設備的傳動裝置（一）方案設計要求：具有過載保護性能（有帶傳動）含有二級展開式圓柱齒輪減速器傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行（二）工作機原始數據：傳送帶鼓輪直徑_mm,傳送帶帶速_m/s傳送帶主動軸所需扭矩T為N.m使用年限_年，_班制工作載荷（平穩(wěn)，微振，沖擊）（三）數據：鼓輪D278mm,扭矩T248N.m帶速V0.98m/s，年限9年班制2，載荷微振電機的選擇計算1. 選擇電機的轉速：a. 計算傳動滾筒的轉速nw=60V/nl=60X0.98/3.14X0.278=67.326r/minb. 計算工作機功率pw=nw/9.55X103=248

2、X67.326/9.55X103=1.748Kw2. 工作機的有效功率a.傳動裝置的總效率帶傳動的效率n1=0.96彈性聯軸器的效率n2=0.99滾筒的轉速nw=67.326r/min工作機功率pw=1.748Kw計算內容計算結果滾動軸承的效率n3=0.99滾筒效率n4=0.96齒輪嚙合效率n5=0.97總效率n=n1Xn2Xn34Xn4Xn52=0.95X0.99X0.994X0.96X0.972=0.816c. 所需電動機輸出功率Pr=Pw/n=1.748/0.816=2.142kw選擇電動機的型號：查參考文獻10表16-1-28得表1.1方案號電機型號電機質量（Kg）額定功率（Kw）同步

3、轉速（r/min）滿載轉速（r/min）總傳動比Y100L1-41 Y112M-6根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y112M-6型電動機。二. 運動和動力參數的計算1.分配傳動比取i帶=2.5總傳動比i=13.962i減=i/i帶=13.962/2.5=5.585減速器高速級傳動比i1=2.746減速器低速級傳動比i2=i減/i1=2.0342.運動和動力參數計算:總效率n=0.816電動機輸出功率Pr=2.142kw選用三相異步電動機Y112M-6p=2.2kwn=940r/min中心高H=1112mm外伸軸段DXE=28X60i=13.96

4、2i12=2.746i23=2.034P0=2.142Kw計算內容計算結果0軸（電動機軸）:p0=pr=2.142Kwn0=940r/minI軸（減速器高速軸）：p1=p.n1=2.1420.95=2.035Kwn1=n0/i01=940/2.5=376T1=9.55103H軸（減速器中間軸）：p2=p1n12=p1n5n3=2.0350.970.99=1.954Kwn2=n1/i12=376/2.746=136.926r/minT2=9.55103皿軸（減速器低速軸）：p3=p2n23=p2n5n3=1.876Kwn3=n2/i23=67.319r/minT3=9.55103W軸（鼓輪軸）:

5、p4=p3n34=1.839Kwn4=n3=67.319r/minT4=9.55103傳動零件的設計計算(一)減速器以外的傳動零件1.普通V帶的設計計算(1)工況系數取KA=1.2確定ddl,dd2:設計功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kwn0=940r/minT0=21.762N.mp1=2.035Kwp2=1.954Kwn2=136.926r/minT2=136.283N.mp3=1.876Kwp4=1.839Kwn4=67.319r/min小帶輪轉速n1=n0=940r/min選取A型V帶取dd1=118mmdd2=(n1/n2)dd1=(940/376)118=295mm取標準

6、值dd2=315mm實際傳動i=dd1/dd2=315/118=2.669所以n2=n1/i=940/2.669=352.192r/min(誤差為6.3%>5%)重取dd1=125mm,dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm取標準值dd2=315mm實際傳動比i=dd1/dd2=315/125=2.52n2=n1/i=940/2.52=373.016(誤差為8%允許)所選V帶帶速v=ndd1n1/(601000)=3.14125940/(601000)=6.152m/s在525m/s之間所選V帶符合(2)確定中心距初定aO:0.7(dd1+dd2)<

7、a0<2(dd1+dd2)308<a0<880取a0=550mmLc=2a0+(n/2)(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2550+(3.14/2)(315+125)+(315-125)2/4550=1807.559取標準值:Ld=1800mm 中心距:a=a0+(LdLc)/2=550+(1800-1807.559)/2計算內容計算結果=546.221mm取a=547mm,a的調整范圍為：amax=a+0.03Ld=601mmamin=a-0.015Ld=520mm(2)驗算包角:a180°-(dd2-dd1)60°/a=180°

8、;-(315-125)60°/547=159°>120°,符合要求確定根數:z>pc/p0'p0'=Ka(p0+Ap1+Ap2)Ka=1.25(1-)=0.948對于A型帶：c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,c3=9.610-15,c4=4.6510-5L0=1700mm1=98.437rad/sp0=dd131c1-c3(dd131)2c4lg(dd1310-15(12598.437)2-4.6510-5lg(12598.437)=1.327 p1=c4dd131=0.148p2=c4dd131=0.0142p0'

9、;=0.948(1.327+0.149+0.0142)=1.413Kw確定根數：z><Zmaxz=取z=2確定初拉力F0F0=500=500X=175.633KN(4) 帶對軸的壓力QQ=2F0zsin=2=690.768KN(二)減速器以內的零件的設計計算1齒輪傳動設計(1)高速級用斜齒輪選擇材料小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度250280HBS大齒輪選用ZG340640，正火處理，齒面硬度170220HBS應力循環(huán)次數N：N1=60n1jLh=60X376X(9X300X16)=9.74X108N2=N1/i1=9.74X108-2.746=3.549X108查文獻2圖

10、5-17得：ZN1=1.02ZN2=1.11(允許有一點蝕)由文獻2式(5-29)得：ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0,Zw=1.0，ZLVR=0.92按齒面硬度250HBS和170HBS由文獻2圖(5-16(b)得：bHlim仁690Mpa,bHlim2=450Mpa許用接觸應力bH1=(bHlim1/SHmin)ZN1ZX1ZwZLVR=647.496Mpa,bH2=(bHlim2/SHmin)ZN2ZX2ZwZLVR=459.540Mpa因bH2bH1，所以計算中取bH=bH2=459.540Mpa按接觸強度確定中心距初定螺旋角B=12°ZB=0.989初取KtZ&

11、#163;t2=1.12由文獻2表5-5得ZE=188.9，減速傳動u=i1=2.746，取a=0.4端面壓力角at=arctan(tanan/cosB)=arcta(tan20°/cos12)=20.4103°基圓螺旋角Bb=arctan(tanBXcosat)=arctan(tan12Xcos20.4103°)=11.2665°ZH=2.450計算中心距a：計算內容計算結果a=111.178mm取中心距a=112mm估算模數mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)X=0.7842.24取標準模數mn=2小齒輪齒數實際傳動比：傳動比誤差在

12、允許范圍之內修正螺旋角B=10°50'39與初選B=12°相近，ZB,ZH可不修正。齒輪分度圓直徑圓周速度由文獻2表5-6取齒輪精度為8級驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動，載荷平穩(wěn)，由文獻2表5-3取KA=1.25由文獻2圖5-4(b),按8級精度和取KV=1.023齒寬，取標準b=45mm由文獻2圖5-7(a)按b/d1=45/61.091=0.737,取KB=1.051由文獻2表5-4,Ka=1.2載荷系數K=KAKVKBKa=計算重合度：齒頂圓直徑端面壓力角：齒輪基圓直徑：mmmm端面齒頂壓力角：高速級斜齒輪主要參數：mn=2z1=30,z2=80B=10

13、76;50'39mt=mn/cosB=2.036mmd1=61.091mmd2=162.909mmda1=65.091mmda2=166.909mmdf1=d1-2(ha*+c*)mn=56.091mmdf2=d2-2(ha*+c*)mn=157.909mm中心距a=1/2(d1+d2)=112mm齒寬b2=b=45mmb1=b2+(510)=50mm計算內容計算結果齒面接觸應力安全驗算齒根彎曲疲勞強度由文獻2圖5-18(b)得：由文獻2圖5-19得：由文獻2式5-23：取計算許用彎曲應力：計算內容計算結果由文獻2圖5-14得：由文獻2圖5-15得：由文獻2式5-47得計算由式5-48

14、：計算齒根彎曲應力：均安全。低速級直齒輪的設計選擇材料小齒輪材料選用40Cr鋼，齒面硬度250280HBS，大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162185HBS計算應力循環(huán)次數N:同高速級斜齒輪的計算N仁60nljLh=1.748X108N2=N1/i1=0.858X108計算內容計算結果查文獻2圖5-17得:ZN1=1.12ZN2=1.14按齒面硬度250HBS和162HBS由文獻2圖(5-16(b)得：bHlim仁690Mpa,bHlim2=440Mpa由文獻2式5-28計算許用接觸應力:bH1=(bHlim1/SHmin)ZN1ZX1ZwZLVR=710.976Mpa，

15、bH2=(bHlim2/SHmin)ZN2ZX2ZwZLVR=461.472Mpa因bH2bH1，所以取bH=bH2=461.472Mpa按接觸強度確定中心距小輪轉距T1=136.283N.m=136283N.m初取KtZ£t2=1.1由文獻2表5-5得ZE=188.9，減速傳動u=i23=2.034，取a=0.35計算中心距a:a>=145.294mm取中心距a=150mm估算模數m=(0.0070.02)a=(0.0070.02)X150=1053取標準模數m=2小齒輪齒數齒輪分度圓直徑齒輪齒頂圓直徑：齒輪基圓直徑：mmmm圓周速度由文獻2表5-6取齒輪精度為8級按電機驅動

16、，載荷平穩(wěn)，而工作機載荷微振，由文獻2表5-3取KA=1.25按8級精度和取KV=1.02齒寬b=,取標準b=53mm由文獻2圖5-7(a)按b/d1=53/100=0.53,取KB=1.03由文獻2表5-4，Ka=1.1載荷系數K=KAKVK3Ka=計算端面重合度：安全。 校核齒根彎曲疲勞強度按z1=50,z2=100,由文獻2圖5-14得YFa1=2.36，丫Fa2=2.22由文獻2圖5-15得YSa仁1.71,YSa2=1.80。Ye=0.25+0.75/ea=0.25+0.75/1.804=0.666由文獻2圖5-18(b),(TFlim1=290Mp,bFlim2=152Mp由文獻2

17、圖5-19,YN1=YN2=1.0,因為m=45mmYX仁YX2=1.0取YST=2.0,SFmin=1.4。計算許用彎曲應力：bF1=bFlim1YSTYN1YX1/SFmin=414MpbF2=bFlim2YSTYN2YX2/SFmin=217Mp計算齒根彎曲應力：bF1=2KT1YFa1YSa1%/bd1m=2X1.445X136283X2.36X1.71>0.666/53X100X2=99.866MpbF1bF2=bF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=98.866MpbF2均安全。五軸的結構設計和軸承的選擇a1=112mm,a2=150mm,bh2=45mm,bh1=bh2+

18、(510)=50mmbl2=53mm,bl1=bl2+(510)=60mm(h高速軸，l低速軸)考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸s=10mm考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸k=10mm為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c=5mm初取軸承寬度分別為n1=20mm,n2=22n3=22mm3根軸的支撐跨距分別為：計算內容低速級直齒輪主要參數：m=2X(5+10)+50+10+60+20=170mmX(5+10)+50+10+60+20=X(5+10)+50+10+60+20=170mmX(5+10)+50+10+60+20=z1=50,z1=50z2=100u=2.034

19、d1=100mmd2=200mmda1=104mmda2=204mmdf1=d1-2(ha*+c*)m=95mmdf2=d2-2(ha*+c*)m=195mma=1/2(d2+d1)=150mm齒寬b2=b=53mmb1=b2+(510)=60mm計算結果l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2172mml3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2X(5+10)+50+10+60+20=172mm(2)高速軸的設計： 選擇軸的材料及熱處理由于高速軸小齒輪直徑較小所以采用齒輪軸選用40r鋼 軸的受力分析：如圖1軸的受力分析：lAB=l1

20、=170mm,lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mmlBC=lAB-lAC=170-50=120mm計算齒輪嚙合力：Ft仁2000T1/d仁2000X51.687/61.091=162.131NFr仁Ftltan«n/cos31692.13Xtan20°cos10.8441°=627.083NFa1=Ft1tanpxtan10.8441°=324.141N(a) 求水平面內支承反力，軸在水平面內和垂直面的受力簡圖如下圖：RAx=Ft1lBC/lAB=1692.131X120/170=1194.445NRBx=Ft1-

21、RAx=1692.131-1194.445=497.686NRAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083X120+324.141X61.091/2)/170=500.888NRBy=Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N支承反力彎矩轉矩計算內容計算結果d>軸的結構設計按經驗公式，減速器輸入端軸徑A0由文獻2表8-2，取A0=100則d>100，由于外伸端軸開一鍵槽，d=17.557(1+5%=18.435取d=20mm由于da1<2d,用齒輪軸，根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與

22、軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。初定軸的結構尺寸如下圖：高速軸上軸承選擇：選擇軸承30205GB/T297-94。(2)中間軸(2軸)的設計： 選擇軸的材料及熱處理選用45號綱調質處理。 軸的受力分析：如下圖軸的受力分析：計算內容計算結果IAB=I2=172mm,IAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mmIBC=IAB-IAC=172-51=121mmIBD=n2/2+c+k+bI1/2=22/2+5+10+60/2=56mm(a)計算齒輪嚙合力：Ft2=2000T2/d2=2000X136.283/162.909=1673.118NFr2=Ft2tano

23、n/cosp=1673.118Xtan20°cos10.8441°=620.037NFa2=Ft2tanp=1673.118Xtan10.8441°=320.499NFt3=2000T2/d3=2000X136.283/100=2725.660NFr3=Ft3tana=2725.660Xtan20°=992.059N(b)求水平面內和垂直面內的支反力RAx=(Ft2IBC+Ft3IBD)/IAB=(1673.118X121+2725.660X56)/172=2064.443NRBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.4

24、43=2334.35NRAY=(Fa2d2/2-Fr2IBC+Fr3IBD)/IAB=(320.449X162.909/2-620.037X121+992.059X56)=190.336NRBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=計算內容計算結果181.656NRA=2073.191N,RB=2341.392N 軸的結構設計按經驗公式，d>A0由文獻2表8-2，取A0=110則d>110，取開鍵槽處d=35mm根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。初定軸的結構尺寸

25、如下圖：中間軸上軸承選擇：選擇軸承6206GB/T276-94。(3)低速軸(3軸)的設計： 選擇軸的材料及熱處理選用45號綱調質處理。 軸的受力分析：如下圖軸的受力分析：計算內容計算結果初估軸徑：d>A0=110聯接聯軸器的軸端有一鍵槽，dmin=33.5(1+3%)=34.351mm,取標準d=35mm軸上危險截面軸徑計算：d=(0.30.4)a=(0.30.4)X150=4560mm最小值dmin=45X(1+3%)=46.35mm,取標準計算內容計算結果50mm初選6207GB/T276-94軸承，其內徑，外徑，寬度為40X80X18軸上各軸徑及長度初步安排如下圖： 低速級軸及軸

26、上軸承的強度校核a、低速級軸的強度校核按彎扭合成強度校核：轉矩按脈動循環(huán)變化，a0.6Mca2=Mca3=a計算彎矩圖如下圖：計算內容計算結果n剖面直徑最小，而計算彎矩較大，忸剖面計算彎矩最大，所以校核n，w剖面。H剖面：(Tca=Mca3/W=159679.8/0.1X353=37.243Mp忸剖面：oca=Mca2/W=192194.114/0.1X503=15.376Mp對于45號綱，(TB=637Mp，查文獻2表8-3得（Tb-1=59Mp,tca（Tb1,安全。精確校核低速軸的疲勞強度a、判斷危險截面：各個剖面均有可能有危險剖面。其中，n，皿，w剖面為過度圓角引起應力集中，只算n剖面

27、即可。I剖面與n剖面比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數較大者進行驗算。區(qū)-x面比較，它們直徑均相同，區(qū)與x剖面計算彎矩值小，忸剖面雖然計算彎矩值最大，但應力集中影響較?。ㄟ^盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），所以w與叫剖面危險，w與叫剖面的距離較接近（可取5mn左右），承載情況也很接近，可取應力集中系數較大值進行驗算。計算內容計算結果b. 較核i、n剖面疲勞強度：i剖面因鍵槽引起的應力集中系數由文獻2附表1-1查得：kb=1.76,kt=1.54n剖面配合按H7/K6，引起的應力集中系數由文獻2附表1-1得：kb=1.97,kt=1.5。n剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查文獻2附

28、表1-2（用插入法）：（過渡圓角半徑根據D-d由文獻1表4.2-13查?。﹌t=1.419,故應按過渡圓角引起的應力集中系數驗算n剖面n剖面產生的扭應力、應力幅、平均應力為：max=T/WT=266.133/0.2X353=31.036Mp,ta=tm=tmax/2=15.52Mp絕對尺寸影響系數查文獻2附表1-4得：=0.88£T=0.8,1表面質量系數查文獻2附表1-5:Bb=0.92，Bt=0.92n剖面安全系數為：S=St=取S=1.51.8，SSn剖面安全。b、校核W，W剖面：W剖面按H7/K6配合，引起的應力集中系數查附表1-1，kb=1.97,kt=31W剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2，kb=1.612,kt=1.43叫剖面因鍵槽引起的應力集中系數查文獻2附表1-1得：kb=1.82,kt=1.62故應按過渡圓角引起計算內容計算結果的應力集中系數來驗算W剖面MVI=113RA=922.089X113=104196.057N.mm,TVI=266133N.mmW剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力：bmax=MVI/W=104196.057/0.1X503=8.33