带式运输机传动装置设计

目录一.课程设计书设计课题:带式运输机传动装置设计已知条件:1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35°C；2）使用折旧期：8年3）检修间隔期：四年大修一次，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差：±5％6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。题号参数12345678910运输带工作拉力F/N1500220023002500260028003300400045004800运输带工作速度v（m/s）1.11.11.11.11.11.41.21.61.81.25卷筒直径D/mm220240300400220350350400400500二、设计任务量1）完成手工绘制减速器装配图1张（A1）；2）完成CAD绘制零件工图2张（轴、齿轮各一张），同一组两人为不同级齿轮和轴；3）编写设计计算说明书1份。三.设计步骤1）、传动方案拟定；2）、电动机选择；3）、计算总传动比并分配各级传动比；4）、运动参数和动力参数的计算；5）、传动零件的设计及计算6）、轴的设计计算；7）、滚动轴承的选择和校核计算；8）、键联接的选择及校核计算；9）、减速器箱体、箱盖及附件的结构设计；10）、润滑与密封；11）、设计小结；12）、参考资料。1、传动方案拟定；1）.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2）.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3）.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。图一:(传动装置总体设计图)η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw2、电动机选择；1).工作机有效功率Kw3.921.4002vFPw82).查各零件传动效率值V带10.95,，轴承20.99，齿轮(7级精度)30.98,联轴器（弹性）40.99,滚筒.960η5𝜂=𝜂1𝜂23𝜂32𝜂4𝜂5=0.95×0.993×0.982×0.99×0.96≈0.874143).电动机输出功率Kw.0.83.92PPd6647414w4).工作机转速14r/min76.433503.140060dv100060nw经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×76.43＝1222.88～12228.8r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S—4的三相异步电动机，额定功率为5.5kw额定电流11.6A，满载转速mn1440r/min，同步转速1500r/min。电动机中心高H=132mm，外伸轴段D×E=38mm×80mm。3、计算总传动比并分配各级传动比；1)、总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ai＝n/n＝1440/76.43=18.842）、分配传动装置传动比ai＝0i×i式中10,ii分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i＝2.3，则减速器传动比为i＝0/iia＝18.84/2.3=8.19根据各原则，查图得高速级传动比为1i＝3.25则2i＝1/ii＝2.524、运动参数和动力参数的计算各轴转速各轴转速n＝0/inm＝1440/2.3＝626.09r/minⅡn＝1/　Ⅰin＝626.09/3.25＝192.64r/minⅢn＝Ⅱn/2i＝192.64/2.52=76.44r/minⅣn=Ⅲn=76.44r/min各轴输入功率ⅠP＝dp×1＝4.66×0.95=4.43kWⅡP＝Ⅰp×η2×3＝4.43×0.99×0.98=4.30kWⅢP＝ⅡP×η2×3＝4.30×0.99×0.98＝4.17kWⅣP＝ⅢP×η2×η4=4.17×0.99×0.99＝4.09kW各轴输入转矩电动机轴输出转矩：dT=9550mdnP=9550×4.66/1440=30.9N·m所以:ⅠT＝dT×0i×1=30.9×2.3×0.95=67.52N·mⅡT＝ⅠT×1i×1×2=67.52×3.25×0.95×0.99=206.38N·mⅢT＝ⅡT×2i×2×3=206.38×2.52×0.99×0.98=504.58N·mⅣT=ⅢT×3×4=504.58×0.98×0.99=489.54N·m带式传动装置的运动和动力参数轴序号功率P/kw转速n/（r/min）转矩T/N·m传动形式传动比效率04.66144030.9带传动2.30.95I4.43626.0967.52齿轮传动3.250.97II4.30192.64206.38齿轮传动2.520.97III4.1776.44504.58联轴器1.00.99IV4.0976.44489.545、传动零件的设计及计算1、带传动的设计：1.1带传动类型的选择由于V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，大多数V带已标准化，且普通V带用于载荷不大和带轮直径较小的场合，符合所要求的工作和生产的条件，所以选择普通V带为外传动零件。1.2V带带型的选择：传动装置工作实行两班制,计算及说明:根据课本8-8（《机械设计》），查得工作情况系数1.1AK已知所需传递的额定功率，即电动机的额定功率dP=5.5kw所求的计算功率𝑝𝑐𝑎=𝑃𝑑×𝐾𝐴=6.05kw已知小带轮转速,即电机轴的转速mn1440r/min.根据课本图8-11，选取窄V带SPA带型1.3确定带轮的基准直径和验算带速v1.3.1初选小带轮的基准直径根据课本表8-7课本表8-9，初选小带轮的基准直径𝑑𝑑1=112𝑚𝑚1.3.2验算带速vV=𝜋𝑑𝑑1𝑛160×1000=𝜋×112×144060×1000𝑚𝑠⁄=8.44𝑚𝑠⁄符合5～30m/s带速1.3.3计算大带轮的基准直径由于(8-15a)式，计算大带轮基准直径：𝑑𝑑2=𝑖0×𝑑𝑑1=2.3×112=258𝑚𝑚根据表8-9，取标准值为𝑑𝑑2=250𝑚𝑚.1.4确定中心距a,并选择V带的基准长度𝐿𝑑1.4.1初定中心距𝑎0=800𝑚𝑚根据式(8-22)，计算带所需的基准长度得：𝐿𝑑0≈2𝑎0+𝜋2(𝑑𝑑1+𝑑𝑑2)+(𝑑𝑑1−𝑑𝑑2)24𝑎0=[2×800+𝜋2×(112+250)+(250−112)24×800]𝑚𝑚≈2174mm由表8-2选带的基准长度𝐿𝑑=2200mm1.4.2计算相应的带长根据课本表8-23，计算实际中心距𝒶𝒶≈𝑎0+𝐿𝑑−𝐿𝑑02=(800+2200−21742)𝑚𝑚=813𝑚𝑚由式（8-24），中心距变化范围,767～866mm1.5验算小带轮上的包角𝛼1≈180°−(𝑑𝑑2−𝑑𝑑1)×57.3°𝑎=180°−(250−112)57.3°813≈170°120°符合要求。1.6确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率𝑃𝑟由𝑑𝑑1=112和𝑛𝑚=1440𝑟𝑚𝑖𝑛⁄,查表8-4得𝑃0=1.608kw。根据𝑛𝑚=1440𝑟𝑚𝑖𝑛⁄，𝑖0=2.3和A型带，查表8-5得Δ𝑃0=0.17kw。查表8-6得𝐾𝛼=0.98，表8-2得𝐾𝐿=1.06，于是𝑃𝑟=(𝑃0+Δ𝑃0)·𝐾𝛼·𝐾𝐿=(1.608+0.17)×0.98×1.06kw=1.85kw计算带的根数zz=𝑃ca𝑃𝑟=6.051.85≈3.27取4根。1.7确定单根V带的初拉力𝐹0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105𝑘𝑔𝑚⁄,所以𝐹0=500(2.5−𝐾𝛼)2𝑃𝑐𝑎𝐾𝛼𝑧𝑣+𝑞𝑣²=[500×（2.5−0.98）²×6.050.98×4×8.44+0.105×8.44²]𝑁=146𝑁1.8计算压轴力𝐹𝑃𝐹𝑃=2𝑧𝐹0𝑠𝑖𝑛𝛼12=2×4×146×𝑠𝑖𝑛170°2𝑁=1164𝑁1.9带轮设计材料选用HT200结构形式：根据，小带轮采用实心式结构1.10主要结论选用A型普通V带4根，带基准长度𝐿𝑑=2200mm，带轮基准直径𝑑𝑑1=112𝑚𝑚，𝑑𝑑2=250𝑚𝑚，中心距控制在a=767～866mm,单根带初拉力𝐹0=146N,总压轴力𝐹𝑃=1164𝑁.2、高速级齿轮传动的设计计算2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数、螺旋角（1）根据所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动（2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用7级精度。（3）材料选择:小齿轮的材料为45Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，两齿轮硬度差控制为40HBS（4）齿数的初选考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些取𝑧1=24,𝑧2=𝑖1·𝑧1=78（5）压力角取20°2.2按齿面接触强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即𝑑1𝑡≥√2𝐾𝐻𝑡𝑇1𝜙𝑑·𝜇+1𝜇·（𝑍𝐻𝑍𝐸𝑍𝜀[𝜎𝐻]）²3确定公式内的各计算数值1)初选KHt=1.32)计算小齿轮传递的转矩𝑇1=9.55×106𝑃1𝑛1⁄=9.55×106×4.43626.09⁄=6.757×104𝑁·mm3)由表10-7选取齿宽系数d14)由图10-20查得区域系数𝑍𝐻=2.55)由表10-5查得材料的弹性影响系数𝑍𝐸=189.8MPa6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数𝑍𝜀𝛼𝑎1=arccos[𝑧1𝑐𝑜𝑠𝛼/(𝑧1+2ℎ𝑎∗)]=𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠[24×𝑐𝑜𝑠20°/（24+2×1）]=29.841°𝛼𝑎2=arccos[𝑧2𝑐𝑜𝑠𝛼/(𝑧2+2ℎ𝑎∗)]=𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠[78×𝑐𝑜𝑠20°/（78+2×1）]=23.623°𝜀𝛼=[𝑧1(tan𝛼𝑎1−tan𝛼′)+𝑧2(tan𝛼𝑎2−tan𝛼′)]2𝜋=[24×(𝑡𝑎𝑛29.841°−tan20°)+78×（tan23.623°−tan20°）]2𝜋=1.712𝑍𝜀=√4−𝜀𝛼3=√4−1.7123=0.8737)计算接触疲劳许用应力𝜎𝐻由图10-25d查得小齿轮和大齿轮得接触疲劳极限分别为𝜎𝐻lim1=600MPa，𝜎𝐻lim2=550MPa由式（10-15）计算应力循环次数：𝑁1=60𝑛1𝑗𝐿ℎ=60×626.09×1×(2×8×300×8)=1.443×109𝑁2=𝑁1𝑖1=1.443×1093.25=0.444×109由图10-23查取解除疲劳寿命系数𝐾𝐻𝑁1=0.90，𝐾𝐻𝑁2=0.95取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得[𝜎𝐻]1=𝐾𝐻𝑁1𝜎𝐻lim1𝑠=0.9×6001=540MPa[𝜎𝐻]2=𝐾𝐻𝑁2𝜎𝐻lim2𝑠=0.95×5501=523MPa取[𝜎𝐻]1和[𝜎𝐻]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[𝜎𝐻]=[𝜎𝐻]2=523MPa计算小齿轮分度圆直径𝑑1𝑡≥√2𝐾𝐻𝑡𝑇1𝜙𝑑·𝜇+1𝜇·（𝑍𝐻𝑍𝐸𝑍𝜀[𝜎𝐻]）²3=√2×1.3×6.757×1041×3.25+13.25×(2.5×189.8×0.873523)23mm=52.430mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vν=𝜋𝑑1𝑡𝑛160×1000=𝜋×52.430×626.0960×1000𝑚𝑠⁄=1.72𝑚𝑠⁄②齿宽