带式运输机传动装置2

《机械设计》课程设计计算说明书第1页目录第一章、设计题目···········································2第二章、电动机的选择······································3第三章、计算传动装置的运动和动力参数···················5第四章、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计···································74.2直齿圆柱齿轮传动的设计··································114.3减速器高速轴的设计······································144.4减速器低速轴的设计······································194.5滚动轴承和联轴器的选择··································224.6键的选择与校核··········································24第五章、减速器箱体及附件的设计5.1箱体结构设计············································265.2减速器附件及其结构设计··································27第六章、设计小结与心得体会······························30第七章、参考文献··········································31《机械设计》课程设计计算说明书第2页第一章、设计题目1.设计题目带式运输机传动装置。传动装置简图如右图所示。（开式齿轮传动啮合点的位置自行确定。）（1）带式运输机数据运输机滚筒轴功率P=4.5KW运输机滚筒轴转速n=78m/s运输带滚筒直径D=300mm滚筒轮中心高度H=300mm（2）工作条件用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳。（3）使用期限工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。（4）生产批量及加工条件小批量生产，无铸造设备。2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定开式齿轮传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份4.数据表表1-1设计数据表P/KW3.23.33.43.54.24.54.85.05.25.55.8n/(r/min)7475747676788084858690H/mm300《机械设计》课程设计计算说明书第3页第二章、电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。2、选择电动机的容量电动机所需功率为wdpP，工作机所需工作功率Pw为Pw=4.5Kw。电动机与运输机之间传动装置的总效率312345；弹性联轴器效率10.99；斜齿圆柱齿轮效率20.97；滚动轴承效率（三对）30.99；开式齿轮传动效率40.96；滚筒效率50.96；故总效率30.990.970.990.960.960.8587所需电机功率：kwPPwd24.58587.05.4根据Y系列电动机技术数据知，选电动机额定功率为5.5kw。3、确定电动机转速滚筒轴工作转速n=78r/min,通常一级斜齿圆柱齿轮传动比范围为11~5i；一级圆柱开式齿轮传动比范围为22~5i；则总传动比为i=2~25;电动机转速可选范围为min/1950~16478)25~2(rninwd符合这一范围的同步转速有750，1000，1500三种。现以这三种同步转速方案进行比较。《机械设计》课程设计计算说明书第4页表2额定功率为7.5kw时电动机选择方案方案电动机型号额定功率/kw同步转速/满载转速mn(r/min)1Y132S-45.51500/14402Y132M2-65.51000/9603Y160M2-85.5750/720经过三种方案的比较，选择方案1，Y132S-4型电动机是最合理的。《机械设计》课程设计计算说明书第5页第三章、计算传动装置的运动和动力参数1.传动比分配(1)传动装置的总传动比要求为:46.1878/1440/wmanni;(2)分配传动装置各级传动比电动机和减速器的输入轴是同轴的，故它们之间的传动比为01i=1；一级斜齿圆柱齿轮的传动比为12i=4.5;则开式齿轮传动的传动比为23i=18.46/4.5=4.1;0,123,,nnnn为电动机轴，高速轴，输出轴，滚筒轴的转速，单位r/min；0123,,,PPPP为电动机轴，高速轴，输出轴，滚筒轴的功率，单位kw；0123,,,TTTT为电动机轴，高速轴，输出轴，滚筒轴的输入转矩。单位mN；各轴的运动和动力参数计算如下：0轴（电动机轴）dPP05.24kwmnn01440r/minmNnPT75.341440/24.59550/95500001轴（高速轴）kwPP14.599.099.024.52101min/1440/0101rinnmNnPT09.341440/14.59550/95501112轴（低速轴）kwPP94.497.099.014.53212min/3205.4/1440/1212rinnmNnPT4.147320/94.49550/9550222滚筒轴kwPP6.496.099.094.544223《机械设计》课程设计计算说明书第6页min/781.4/320/2323rinnmNnPT2.56378/6.49550/9550333表3-1各轴的运动和动力参数轴名参数电动机1轴2轴滚筒轴转速r/min1440144032080输入功率kw5.245.144.944.6输入转矩Nm34.7534.06147.4563.2效率0.990.990.970.96传动比i14.54.1《机械设计》课程设计计算说明书第7页第四章、传动零件的设计计算4.1、斜齿圆柱齿轮传动的设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料，齿数及螺旋角。（1）、按传动方案选用圆柱斜齿齿轮；（2）、运输机一般工作速度不高，故可选用7级或者8级精度，这里选择7级精度进行计算。（3）、材料选择。由教材表10—1选择小齿轮材料为40cr，调质处理，平均硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢，调质处理，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）、初选小齿轮齿数为124z，则大齿轮齿数为21214.524108,ziz取2108;z（5），螺旋角：初步选择螺旋角14.2、按齿面接触强度设计由21311tHEtdHKTZZudu进行试算。（1）、确定公式内的各计算数值a、选定载荷系数1.6tK；b、小齿轮传递的转矩由前面已计算得134090TNmm；c、由教材表10—7选取齿宽系数1d；d、由图10-30选取区域系数2.433;HZ由图10-26查得10.7820.89,121.67e、由教材表10—6查得材料的弹性影响系数12189.8EaZMP；f、由教材图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为lim1600HaMP，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HaMPg、由教材式10—13计算应力循环次数91606014401(3410300)3.1110hNnjL；9812123.11106.91104.5NNi；h、由教材图10—19查得接触疲劳寿命系数10.92HNK，《机械设计》课程设计计算说明书第8页20.93;HNKi、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式10—12得1lim110.926005521HNHHaKMPS；2lim220.93550511.51HNHHaKMPS；则许用接触应力为：aHHHMP75.53125.5115522][][][21（2）、计算a、试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值213121tEtdHKTZudu2321.63630005.5189.82.43311.674.5531.7540.02mmb、计算圆周速度v1140.0214403.02/601000601000tdnvmsc、计算齿宽b1140.0240.02dtbdmmd、计算齿高h模数11cos40.020.971.6224tntdmmmz齿高2.252.251.623.65thmmme、计算齿宽与齿高之比b/h/40.02/3.6510.96bhg、计算纵向重合度10.318tan0.318124tan141.903;dzh、计算载荷系数k根据3.02/vms，7级精度，由教材图10—8查得动载系数1.12;vK由教材表10—4查得1.309HK《机械设计》课程设计计算说明书第9页由教材表10—13查得1.2HFKK由教材表10—2查得使用系数1AK查教材图10—13得1.28FK故载荷系数为1.76AVHHKKKKKh、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材图10—10a得33111.7640.0241.311.6ttKddmmKi、计算模数nmβ11cos1.67ndmmmz3、按齿根弯曲疲劳强度设计由公式213212cosFaSandFKTYYYmz进行设计（1）、确定公式内的各计算数值a、计算载荷系数11.121.21.281.72AvFFKKKKKb.根据纵向重合度=1.9.6，Y=0.88；计算当量齿数；27.2614cos/24cos/3311zzv23.11814cos/108cos/3322zzv由教材图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEaMP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEaMPc、由教材图10—18查得弯曲疲劳寿命系数120.9,0.92NNFFKKd、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S，由式10—12得1110.9500321.431.4FNFEFaKMPS；2220.92380249.711.4FNFEFaKMPS《机械设计》课程设计计算说明书第10页e、查取齿型系数，由教材表10—5查得122.592,2.164FaFaYYf、查取应力校正系数，由教材表10—5查得121.596,1.806SaSaYYg、计算大小齿轮的FaSaFYY并比较1212.5921.5960.01287321.43FaSaFYY；2222.1641.8060.01565249.71FaSaFYY。大齿轮的数值大（2）、设计计算213212cosFaSadFKTYYYmz23221.72363000.880.970.015651.21241.67mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算得的模数1.5m‘按接触强度算得的分度圆直径141.31dmm，算