带式运输机传动装置F=1700

Ⅰ轴：n1= = =236.67（r/min）
Ⅱ轴：n2= = =47.81（r/min）
工作轴：nw=n2=47.81（r/min）
2.各轴输入功率的计算：
Ⅰ轴：P1=P0×ηb=2.01×0.96=1.93（kw）
Ⅱ轴：P2=P1×ηr×ηg=1.93×0.995×0.97=1.86(kw)
工作轴：P w=P2×ηr×ηc=1.86×0.995×0.98=1.82(kw)
F r=F ttanα=2324.5×tan20°=838.6（N）
(3).计算轴承反力：
在水平面内轴承所受的载荷：
F1H=423（N）F2H=419.3（N）
在垂直面内轴承所受的载荷：
F1V=1152.05（N）F2V=1152.05（N）
所以轴承所受的总载荷为：
(4).计算弯矩，作弯矩图，如图(b)所示
(4).校核齿根弯曲强度:
校核公式用式
a.复合齿形系数根据Z1、Z2由表18-9查得Y FS1=4.19;YFS2=3.95
b.确定许用弯曲应力
由图18-7查得σFlim1=530MPa，σFlim2=460MPa
S Fmin=1，由式 =
得 =530(N/mm2)， =460(N/mm2)
所以［σH］=［σH2］=550MPa
项目
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
工作轴
转速（r/min）
710
236.67
47.81
47.81
功率(kw)
2.01
1.93
1.86
1.81
转矩（N·m）
27.03
77.87
371.53
361.55
传动比i
3
4.95
1
效率η
0.96
0.965
0.975
小带轮转速（电动机轴转速）nm=710r/min
带轮上分配得传动比ib=3
十一.减速器的密封.........................................................16
一．设计任务书
设计一用于胶带输送机卷筒（如图）的传动装置。
原始条件和数据：
胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，
室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力
南通职业大学机械工程学院机械设计课程设计设计说明书
设计题目：带式运输机传动装置
院 校：机械工程学院
专业班级：船舶111
设 计者:董传义
学 号：*********
********
完成时间：2013年3月号
十.减速器的润滑..........................................................15
a.电动机的输出功率为：P0= = =2.01KW
因带式运输机载荷平稳、室温工作电动机只需略大于Po即可查附表12-1选择额定功率为2.2kw的电动机
b.电动机的转速：
因为卷筒的转速为：
n w= = =47.75r/min
单级圆柱齿轮的传动比范围为'
i‘g=3~5
V带传动比范围i’b=2~4
则总传动比为范围为：i'=6~ 20
源为三相交流电，在中等规模机械厂批生产。输送带速度允许
误差为±5%。
选择I01组数据：
输送带工作拉力：F=1700(N)
输送带速度: v=1.0(m/s)
卷筒直径：D=400(mm)
二．前言
1.题目分析
根据题目，此胶带输送机每日工作16小时，载荷平稳，空载起动，无需考虑起动力矩。在室内工作，因此，结构不能太大。有粉尘，采用闭式结构，密封要求较高。使用期限十年，大修期限三年，在大修期时更换滚动轴承等零部件。使用期限较长。在中等规模机械厂小批生产。
合成弯矩：
(5).计算扭矩，作扭矩图，如图(c)所示
已知，T1=78430N·mm
(6).计算当量弯矩，作当量弯矩图，如图(d)所示
由 ，查表得 ，得
，αT2=0.58×73950=45169N·mm
(7).校核轴的强度：
分别计算轴截面a、b处的直径
截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径已达到28mm和57mm,所以，强度足够。
已知预期寿命为：
Lh=300×3×16=14400 h
所以基本额定动载荷为：
3.初步确定轴的最小直径
查表选用6014型深沟球轴承，d=70mm
1.高速轴的设计：
1).轴的材料选择：选用45钢正火处理，
由图18-4可抗拉强度极限:σB=590MPa
2.) 轴的结构设计
3).按弯扭合成进行轴的强度校核：
ha1=m
ha2=m
2.5mm
2.5mm
齿跟高
hf1=1.25m
hf2=1.25m
3.125mm
3.125mm
齿全高
h=ha+hf
5.625mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha1
da2=d2+2ha2
70mm
327.5mm
齿根圆直径
df1=d1-2hf1
df2=d2-2hf2
58.75mm
316.25mm
3.各轴输入转矩的计算：
Ⅰ轴：T1=9550 =9550× =77.87（N·m）
Ⅱ轴：T2=9550P2 /n2=9550× =371.53（N·m）
工作轴：T w=9550P w/n w=9550× =361.55（N·m）
电动机轴输出转矩：
T0=9550 =9550× =27.03（N·m）
各轴的转速、功率、转矩列入下表：
2.低速轴的设计：
1).轴的材料选择：选用45钢正火处理，
抗拉强度极限:σB=590MPa（[2]P217表12-1）
2).轴的结构设计：
3).按弯扭合成进行轴的强度校核：
(1).画轴的受力简图，如图(a)所示
(2).计算轴的受力：
Ft=2T3/d4=2×371533/322.5=2304.1（N）
28mm,所以选用d=40mm.查表选用6008型深沟球轴承。
二).低速轴上的轴承设计：
1.计算作用在轴承上的载荷：
由前面的计算得：
周向力： ；径向力：
在水平面内轴承所受的载荷：
在垂直面内轴承所受的载荷：
所以轴承所受的总载荷为：
2.当量动载荷以及基本而定动载荷的计算由于基本只受径向载荷，所以当量动载荷为：
(1).画轴的受力简图，如图(a)所示
(2).计算轴的受力：
Ft=2T3/d4=2×77878/65=2396.2（N）
F r=F ttanα=2413.3×tan20°=872.1（N）
(3).计算轴承反力：
在水平面内轴承所受的载荷：
F1H= =436.05（N）；F2H=Fr-F1H=436.05（N）
电动机满载转速nm
710r/min
二).总传动比的计算及传动比的分配：
1.总传动比的计算：
i= = =14.86
2.传动比的分配：
由式i=ib·ig,,为使V带传动的外廓尺寸不致过大，
取V带传动比ib=3
齿轮传动比ig= =14.86/3=4.95
三）.传动装置运动和动力参数的设计：
1.各轴转速的计算:
;
2.当量动载荷以及基本而定动载荷的计算由于基本只受径向载荷，所以当量动载荷为：
P1=KP×F1=1.1×1274.8=1402.3N；
P2=KP×F2=1.1×1274.8=1402.3N
已知预期寿命为：
Ln= 300×3×16=14400h
所以基本额定动载荷为：
3.初步确定轴的最小直径
由于电动机轴径为28mm,因此在高速轴上装联轴器的一段轴径取
在水平面内：
1.选择V带型号:
根据表19-10查得载荷系数KA=1.1
由式Pc=KA·P计算功率：
Pc=KA·P=1.1×2.01=2.21kw
根据图19-1选用A型普通V带。
2.确定带轮基准直径dd1、dd2
查表19-11得，小带轮基准直径dd1=95mm，
dd2=3× dd1=3×95=285mm
再由表19-11基准直径系列选dd2=280mm
2.传动方案的拟定
根据以上的条件，决定采用普通齿轮传动。因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优点。因为传动比较小，采用一级展开式齿轮传动。考虑到实际工况，要求箱体的长度较小，因此采用一级展开式圆柱齿轮传动。
设计内容
设计结果
一）、电动机的功率：
1.V带运输机所需的功率：
所需的功率：
P w= = =1.8(kw)
hfmin=14.0mm，槽间距e=(19±0.4)mm,槽边距fmin=11.5mm，最小轮缘厚 =7.5mm。
带轮宽度 307mm
带轮材料选用HT250
一）.高速级齿轮的设计：
1.齿轮的选用
1).选用直齿圆柱齿轮传动。
2).选用8级精度。
3).材料选择：大齿轮材料为45钢，正火后硬度为170 ~ 210HBS
4实际中心距a
留出适当中心距调整量
5.计算小带轮包角α1
合适
6.确定带的根数z
查表:
由nm和dd1得P0=0.74; =0.09 =0.88; =0.91
选用A型普通V带z=4根。
7.确定带的预拉力F0
由q=0.10kg/m得，
8.计算作用在轴上的力FQ
9.带轮结构设计
查表19-14可知，主动带轮为实心式带轮，孔径为dd=42mm(与电动机伸出端配合)；键槽为A型，b×h×t1=12mm×8mm×3.3mm;轮槽角 =34°从动带轮为六孔板式带轮，辐板宽度S=18mm,孔径由高速轴设计时确定（dk=35mm）;键槽为A型，b×h×t1=10mm×8mm×3.3mm；轮槽角 =38°。两带轮的基准宽bd=14.0mm，基准线上槽深hamin=3.5mm，基准线下槽深