输送带设计书

华南农业大学机械设计课程设计（带式输送机传动装置）班级：11农业机械化及其自动化1班设计者：古陆倚指导老师：夏红梅日期：2013年12月30目录设计任务书…………………………………………………2第一部分传动装置总体设计……………………………3第二部分V带设计………………………………………7第三部分各齿轮的设计计算……………………………9第四部分轴的设计及轴上轴承和键的校核……………13第五部分润滑及密封……………………………………28第六部分箱体和齿轮的具体尺寸……………………29设计任务书设计题目：带式输送机传动装置设计数据：设计方案编号输送带的牵引力F，（KN)运输带速度V(m／s)滚筒直径D（mm）180.45300设计要求：1）输送机运转方向不变，工作轻载且载荷稳定；2）输送带鼓轮的传动效率取为0.97；3）工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16个小时。设计内容：1）装配图一张；2）零件图三张；3）设计说明书一份。指导老师：日期：第一部分传动装置总体设计一·方案传动分析传动方案（方案一）简图如下图所示：电动机带传动两级圆柱齿轮减速器联轴器运输机该方案的优缺点：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，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。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。1.电动机选择1）根据工作要求及工作条件选用Y系列三相交流异步电动机，封闭式结构。2）工作机所需功率：1000FVP电动机所需工作效率：PPd传动装置的总效率：5423421按表2-3（课设）确定：V带传动效率1=0.96，滚动轴承传动效率（一对）2=0.99，闭式齿轮传动效率3=0.97，联轴器传动比4=0.99，传动滚筒效率5=0。97代入数据得=833.096.099.097.099.096.0243）确定电动机转速：滚筒轴工作机转速min66.2830014.345.0100060D100006rn在上2）步中1000FVPkw6.3100045.08000PPdkw32.4833.06.3因载荷平衡，电动机额定功率edP略大于dP即可，由表16-1（见课设）可知取5.5dP。通常，V带传动的传动比常用范围为4~2'1i；二级圆柱齿轮减速器为40~8'2i，则总传动比的范围为160~16'i，故电动机转速的可选范围为min4580~45866.28)160~16(*''rnind符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000minr。如果没有特殊要求一般不选用750、3000minr这两种转速的电动机，现以同步转速1000、1500minr两种方案进行比较，由表16-1（见课设）查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1.表1方案电动机型号额定功率edP/kw电动机转速n/minr电动机质量m/kg总传动比ia价格/元同步满载1Y132S-45.5150014406818.849052Y132M2-65.510009608512.561300比较两方案可见，方案1虽然总传动比大，但是电动机质量价格较低，鉴于此输送机提升的物料种类，决定选用方案1。电动机Y132S-4型技术数据：额定功率（kw）5.5满载转速（minr）1440额定转矩（mN）2.0最大转矩（mN）2.2Y132电动机的外型尺寸（mm）：A：216B：178C：89D：38018.0002.0E：80F：10G：33H：132K：12AB：280AC：270AD：210HD：315BB：200L：4752.计算传动装置的总传动比及初步分配各级传动比总传动比：24.5066.281440mawnni分配传动装置各级传动比，取V带传动比301i，则减速器的传动比i为：74.16324.50i01iia取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比841.474.164.14.1i12i则低速级的传动比458.3841.474.16i1223ii3.计算传动装置的运动和动力参数的选择计算0轴（电机轴）：输入功率：kwPPd36.40转速：min14400rnnm输入转矩：mNnpT9.289550000输出功率：kwPP32.499.036.499.00'0输出转矩：mNTT6.2899.09.2899.00'01轴（高速轴）：输入功率：kwnP19.497.032.4P101转速：min4803144001rinn输入转矩：mNnpT8348019.495509550111输出功率：kwPP15.499.01'1输出转矩：mNTT8299.01'12轴（中间轴）输入功率：kwPP02.497.099.019.43212转速：min2.991212rinn输入转矩：mNnpT3879550222输出功率：kwPP98.399.02'2输出转矩：mNTT38399.02'23轴（低速轴）：输入功率：kwPP86.397.099.002.43223转速：min7.28223rinn输入转矩：mNnpT12849550333输出功率：kwPP82.399.03'3输出转矩：mNTT127199.03'34轴（滚筒轴）：输入功率：kwPP78.34234转速：min7.28134rnn输入转矩：mNnpT12579550444输出功率：kwPP74.399.04'4输出转矩：mNTT124499.04'4计算结果汇总下表2所示：表2轴名功率P/kw转矩T/(N·m)转速n/(minr)输入输出输入输出电机轴4.3628.914401轴4.194.1583824802轴4.023.9838738399.23轴3.863.821284127128.7滚筒轴3.783.741257124428.7第二部分带设计外传动带选为普通V带传动1、确定计算功率：caP由表13-8（见课设）查得工作情况系数2.1KA所以KW6.65.52.1PcaAKP2、选择V带型号根据Pc=6.6kw与minr01440n由图13-15得此坐标点位于A型区，所以选用A型V带。3.确定大小带轮基准直径da1da2（1）、由表13-9（见机设）da1应不小于75，现取da1=125mm，由式13-9（机设）得da2di1a0=367.5mm查表13-9（机设）取mmda37524、验算带速由式5-7（机设）smdnVa111142.91000605、传动比i312ddaai（5）、从动轮转速minr112480inn6.确定中心距a和带长Ld（1）、按式（5-23机设）初选中心距750)(5.1210ddamm符合ddaddaaaa2102127.0（2）、按式(13-2机设)求带的计算基础准长度0LmmddddaL2306a4)-()(2202122100查表132(机设)取带的基准长度Ld=2500mm(3)、按式(13-16机设)计算实际中心距:ammaLLd8472a007.验算小带轮包角1由式(13-1机设)1201633.57180121add符合8.确定V带根数Z（1）查表13-3得1.92kwP0(2)已知传动比，由表（13-5机设）查得0P=0.17Kw(3)由表查得（13-7机设）查得包角系数96.0k(4)由表(13-2机设)查得长度系数09.1KL(5)计算V带根数Z，由式（13-15机设）02.3)(00KKPPPLcaZ取Z=4根9．计算单根V带初拉力0F，由式（13-17）机设。q由表13-1机设查得NqVZvKPFaca149)15.2(5002010．计算对轴的压力QF，由式（13-17机设）得NFFQ11792sinZ21011．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径mmd1251a采用实心式结构。大带轮基准直径mmd3752a，采用轮辐式结构。第三部分齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）因传递功率不大，转速不高，材料按表11-1选取，小齿轮采用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC，MPa15001Hlim，MPa850FE1。大齿轮采用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC，MPa15002Hlim，MPa850FE2，由表11-5，取0.1SH，25.1SF。8.189ZE，5.2ZHMpaMPasHm1500115001Hli2H1HMPa476Mpa25.18507.0SF1FE2F1F按齿面接触强度设计设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.1，齿宽系数8.0d，小齿轮上的转矩mmNmmNnPT·1034.8·48019.41055.91055.946161初选螺旋角。15齿数取27Z1，则13128841.4Z2，取131Z2，实际的传动比为851.427131i齿形系数3015cos273v1Z14515cos1313v1Z查图11-8得17.2,6.221FaFaYY，由图11-9得83.1Y,61.121sasaY因0088.047661.167.2111FSaFaYY0083.047683.12.2222FSaFaYY故应对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数mmmmYYZKTmFSaFa63.115cos47661.167.2278.01034.81.12cos232243211121d1n由表4-1取mmm75.1n中心距mmmmZn14315cos21312775.1cos2Zma21取mm145a确定螺旋角5.171452311271.75arccos2aarccos21ZZmn齿轮分度圆直径mmzmdn505.17cos/2775.1cos/11mmzmdn2405.17cos/13175.1cos/22齿宽mmmmdd40508.0b1取mmb402mmb451验算齿面接触强度将各参数代入式（11-8）得MPaMPaMPaH1500689841.4841.550401034.81.125.17cos5.28.189u1u·bdKT2ZZZ124211HEH所以安全齿轮的圆周速度smsmnd256.110006048036100060v11对照表11-2，选7级精度是合宜的。二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）低速级减速齿轮设计（同高速轴设计）因传递功率不大，转速不高，材料按表11-1选取，小齿轮采用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC，MPa15001Hlim，MPa850FE1。大齿轮采用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC，MPa15002Hlim，MPa850FE2，由表11-5，取0.1SH，