带式运输机传动装置设计最终说明书

1机械设计课程设计说明书——带式运输机传动装置设计学院：机电工程学院班级：08机工A2学号：084813804姓名:#####指导教师：#######时间：2010年9月15日2目录一、传动方案拟定………………………………………………………4二、电动机的选择………………………………………………………4三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………………6四、运动参数及动力参数计算…………………………………………6传动零件的设计计算1.V带传动的设计………………………………………………72.高速级齿轮传动的设计及校核………………………………103.低速级齿轮传动的设计及校核………………………………14五、轴的设计计算…………………………………………………16七、滚动轴承的校核计算…………………………………………25八．键联结的选择及计算…………………………………………263带式运输机传动装置设计(第二组）（1）原始数据已知条件：输送带工作拉力KNF5.6输送带速度smv/1.1卷筒直径mmD400(2)工作条件1）工作情况：两班制工作（每班按8h计算），连续单项运转，载荷变化不大，空载启动；输送带速度容许误差±5%；滚筒效率96.02）工作环境：室内，灰尘较大，环境温度30℃左右3）使用期限：折旧期8年，4年一次大修。4）制造条件及批量：普通中.小制造厂，小批量KNF5.6smv/1.1mmD4004总体设计一．传动方案的拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为min/521.524001.1100060100060nwrDv若选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，则可估算出传动装置的总传动比i约为30或20二．电动机的选择1)电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机2)电动机功率的选择：工作机所需要的有效功率为KWFvPw15.710001.165001000设54321,,,,分别为弹性联轴器,闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）,滚动轴承,V形带传动。滚筒的效率，由表2-2差得η1=0.99η2=0.97η3=0.99η4=0.95η5=0.96则传动装置的总效率为8079.096.095.099.097.099.042254432221电机所需功率为KWPPwd850.88079.015.7由第十六章表16-1选取电动机的额定功率为KW113)电动机转速的选择：min/521.52nwrKWPw15.78079.0KWPd850.85选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。4)电动机型号的确定：根据电动机所需功率和同步转速，查第十六章表16-1可知，电动机型号为Y160M-4和Y160L-6。相据电动机的满载转速nm和滚筒转速nw可算出总传动比。现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中：方案号电动机型号额定功率/kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比轴外伸轴径/mm轴外伸长度/mm1Y160M-4111500146027.80421102Y160L-611100097018.47421106由上表可知，方案1中虽然电动机转速高，价格低，但总传动比大。为了能合理分配传动比，使传动比装置结构紧凑决定选用方案2，即电动机型号为Y160L-6。查第十六章表16-2知，该电动机中心高H=160mm轴外伸轴径为42mm，轴外伸长度为110mm三.传动比的分配根据表2-3，取带传动比为33i，则减速机的总传动比为16.6347.18i双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为830.216.63.13.11ii低速级的传动比为177.212iii四.传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴的转速计算：min/45.157min/45.157177.276.342min/76.342830.2970min/970342231121rnnrinnrinnrnnm（2）各轴的输入功率计算电动机型号为Y160L-6减速器的总传动比为16.6i830.21i177.22imin/45.157min/45.157min/76.342min/9704321rnrnrnrn7KWKWPPKWKWPPKWKWPPKWKWPPd919.799.099.0080.8080.899.097.0414.8414.899.097.0762.8762.899.0850.813343223321211（2）各轴的输入转矩计算mNnPTmNnPTmNnPTmNnPT320.48045.157919.795509550086.49045.157080.895509550431.23476.342414.895509550265.86970762.895509550444333222111各轴的运动及动力参数轴号转速min)//(rn功率KWP/转矩)/(mNT传动比i19708.76286.2652342.768.414234.4313157.458.080490.0864157.457.917480.320五．传动零件的设计计算1.选V带⒈确定计算功率Ρca由表8-7查得工作情况系数2.1AK,故KWKWPKPAca2.13112.1⒉选择V带的带型KWPKWPKWPKWP919.7080.8414.8762.84321mNTmNTmNTmNT320.480086.490431.234265.864321KWPca2.138根据Ρca•n1由图8-11选用B型⒊确定带轮的基准直径dd并验算带速v1)初选小带轮的基准值径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径mmdd14012)验算带速vsmndvd/11.710006097014010006011因为5m/s＜v＜25m/s,故带速合适。3﹚计算大带轮的基准直径2ddmmmmidddd86214016.612根据表8-8，为2dd=900验算i误差：43.6140900i%5%4.4%10016.616.643.6小于⒋确定V带的中心距α和基准长度Ld1﹚初定中心距)(27.021021ddddddadd）（mmamm20807280mma150002﹚计算带所需的基准长度021221004)()(22addddaLdddddmm15004)140900()900140(2150022mm4730mmLd473009由表8-2选带的基准长度Ld=4500mm3﹚计算实际中心距αmmLLaadd13852473045001500200中心距的变化范围为728-2080mm⒌验算小带轮上的包角1adddd3.57)(18012113853.57)140900(180120149⒍计算带的根数Z1﹚计算单根V带的额定功率Ρr由1dd=140mm和1n=970r/min,查表8-4a得KWP111.20根据min/9701rn16.6i和B型带查表8-4b得KWp31.00查表8-5得902.0K,查表8-2得ΚL=1.15，于是LrKKPPP)(00KWKW51.215.1902.0)31.0111.2(2﹚计算V带根数Z26.551.22.13rcaPPZ取6根⒎计算单根V带的初拉力的最小值min0)(F由表8-3得B型带的单位长度质量mkgq/18.0所以Z=6102min0)5.2(500)(qvZvKPKFca211.718.011.76902.02.13)902.05.2(500N283min00)(5.6FKNF⒏计算压轴力Fp压轴力的最小值为:2sin)(2)(1min0minFZFpN32722149sin283622.高速级齿轮传动设计已知输入功率P1=8.672KW，小齿轮的转速n1=970r/min，齿数比u1=2.829.由电动机驱动，寿命为8年（设每年年工作300天），2班制则（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a.按图10-23所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）c.材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBSa.选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=2.829×24=67.896取Z2=68NFl283min0NFp3272min11（2）按齿面接触强度设计a.试选载荷系数Kt=1.3b.计算小齿轮传递的扭矩T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×8.762/970=86265×105Nmmc.由表10-7选取齿轮宽系数Ød=1d.由表10-6查得材料弹性系数ZE=189.821MPae.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度疲劳极限σHlim2=550Mpaf.计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×970×(2×8×300×8)×1=2.235×109N2=2.235×109/2.829=7.9×108g.由图10-19取接触疲劳寿命KHN1=0.9；KHN2=0.92h.计算接触疲劳许用应力（取失效概率为1%，安全系数S=1）[σH]1=KHN1×σHlim1/S=0.9×600/1=540Mpa[σH]2=KHN2×σHlim2/S=0.92×550/1=506Mpa计算：a.小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]3中较小的值3211KtT132.2HZuuddEtmmNT862651123255068.189829.2829.21101862653.132.2=64.365mmb.计算圆周速度vv=10006011ndt=100060970365.64=3.27m/sc.计算齿宽bb=d×d1t=1×64.365=64.365d.计算齿宽和齿高之比hb模数mt=11Zdt=24365.64=2.682mm齿高h=2.25mt=2.25×2.682=6.03mmhb=03.6365.64=10.67e.计算载荷系数根据v=3.27m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.14直齿轮HK=FK=1查10-4表，当小齿轮相对支承非对称位置时HK=1.422由hb=10.67HK=1.422查图10-13得FK=1.4，故载荷系数K=KAKVHKHK=1×1.14×1×1.422=1.621f.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得d1=d1t3tKK=64.36533.1621.1=69.278mmdt365.64113g.计算模数mm=11Zd=24278.69=2.89mm(3)按齿根弯曲强度设计1）确定各公示内的计算数值a.由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限1FE=500Mpa大齿轮的弯曲极限2FE=380Mpab.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.882FNK=0.9c.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则1F=SKFEFN11=4.150088.0=314.2862F=SKFEFN22=4.13809.0=244.286e.计算负载系数KK=KAKVKFαKFβ=1×1.14×1×1.4=1.596f.查取齿形系数由表10-5查