带式输送机传动装置课程设计2

11.传动装置的总体方案设计1.1传动装置的运动简图及方案分析1.1.1运动简图表1—1原始数据学号03题号输送带工作拉力kM/F6.5输送带工作速度/v(1ms)0.85滚筒直径mm/D3501.1.2方案分析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。21.2电动机的选择1.2.1电动机的类型和结构形式电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。1.2.2确定电动机的转速由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般械中，用的最多的是同步转速为1500或1000min/r的电动机。这里1500min/r的电动机。1.2.3确定电动机的功率和型号1.计算工作机所需输入功率1000PFvw由原始数据表中的数据得kWkWw525.5100085.0105.6P32.计算电动机所需的功率)(PdkW/PdwP式中，为传动装置的总效率n21式子中n,,21分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。带传动效率95.01一对轴承效率99.02齿轮传动效率98.03联轴器传动效率99.04滚筒的效率96.05总效率84.096.099.098.099.095.023kWkWPw58.684.0525.5/Pd取kW5.7Pd查[2]表9—39得选择Y132M—4型电动机电动机技术数据如下：额定功率kW)（：kW5.73满载转速r/min)（:r/min1440额定转矩)/mN（：mN/2.2最大转矩)/mN（：mN/2.2运输带转速min/4.4635.014.385.06060rDvn1.3计算总传动比和分配各级传动比1.3.1确定总传动比wmnni/电动机满载速率mn，工作机所需转速wn总传动比i为各级传动比的连乘积，即niiii211.3.2分配各级传动比总传动比314.461440/wmnni初选带轮的传动比5.21i，减速器传动比4.125.231i取高速级齿轮传动比2i为低速级齿轮传动比3i的1.3倍，所以求的高速级传动比2i=4，低速级齿轮传动比3i=3.11.4计算传动装置的运动参数和动力参数1.4.1计算各轴的转速传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I,II,III轴。min/576min/5.214401rrinnmmin/144min/45762IIrrinnmin/5.46min/1.31443IIIIIrrinnIVIIInn41.4.2计算各轴的输入功率kWkWppd25.695.058.61IkWkWpp06.698.099.058.632IIIkWkWpp88.598.099.006.632IIIIIkWkWpp76.599.099.006.642IIIIV1.4.3计算各轴的输入转矩mNmNnpT62.10357625.695509550II1mNmNnpT90.40114406.695509550IIII2mNmNnpT61.12075.4688.595509550IIIIII3传动装置参数见表1—2表1—2传动装置的运动参数和动力参数轴号转速（r/min）输入功率(kW)输入转矩(N·m)I5766.25103.62II1446.06401.90III46.55.88127.6152.传动零部件的设计计算2.1带传动2.1.1确定计算功率并选择V带的带型1.确定计算工率cap由[1]表8—7查的工作情况系数2.1AK，故kWkWpKPAca95.72.12.选择V带的带型根据cap，mn由[1]图8—11选用A型。2.1.2确定带轮的基准直径并验算带速1.初选小带轮的基准直径1dd。由[1]表8—6和表8—8，取小带轮的基mmdd1121。2.验算带速v。按[1]式（8—13）验算带的速度smsmndvmd/44.8/100060144011214.31000601因为smvsm/30/5，故带速合适。3.计算大带轮的基准直径。由[1]式（8—15a）,计算大带轮的基准直径2ddmmmmdiddd2801125.2121根据[1]表8—8，圆整为2802dd。2.1.3确定V带的中心距和基准长度1.根据[1]式（8—20）21212)(7.00ddddddaddmmamm7844.2740初定中心距为mma5000。2.由[1]式（8—22）计算所需基准长度mmmmaddddaLddddd1630]5004)112280()280112(214.35002[4)()(22202001221由[1]表8—2选带轮基准长度mmLd1600。63.按[1]式（8—23）计算实际中心距a。mmmmLLaadd485)2)16301600(500(200中心距的变化范围为mm533~461。2.1.4验算带轮包角11201604853.57)112280(1803.57)180121adddd（2.1.5计算带的根数1.计算单根V带的额定功率rP由mmdd1121和min/1440rnm，查[1]表8—4a得kWP6.10根据min/1440rnm，5.21i和A型带查[1]表8—4b得kWP16.00查的[1]表8—5得95.0K，表8—2得99.0LK，于是kWkWKKPPPLr66.199.095.0)16.06.1((00）2.计算V带的根数Z4.566.19rcaPPZ取6根2.1.6确定带的初拉力和压轴力由表[1]表8—3得A型带单位长度质量mkgq/10.0，所以NNqvzvKPKFca216])44.8(10.044.8695.09)95.05.2(500[)5.2(50022min0）（应使带的实际初拉力min00)(FF压轴力最小值NNFzFP25532160sin216622sin)(2)(1min0min2.1.7带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT2002.带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照[1]表8—10图8—14确定。大带轮结构简图如图2—17图2—182.2齿轮传动（一）高速级齿轮传动2.2.1选择精度等级，材料及齿数1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.选小齿轮齿数251z，大齿轮齿数1004252522iz2.2.2齿轮强度设计1.选取螺旋角初选螺旋角β=14°2.按齿面接触强度设计按[1]式（10—21）试算，即3211)][(12HEHdttZZuuTKd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数6.1tK2）小齿轮的传递转矩由前面算得mmNmNT4110362.1062.1033）由[1]表10—7选取齿宽系数1d4）由[1]表10—6差得材料的弹性影响系数218.189MPaZE。5）由[1]图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa6001limH；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5502limH。6）由式[1]10—13计算应力循环次数99291110415.0410659.110659.1)2830010(15766060NjLnNh7）由[1]图10—19取接触疲劳强度寿命系数97.01HNK，05.12HNK8）计算接触疲劳许用应力MPaMPasKHNH58260097.0][1lim11MPaMPasKHNH5.57755005.1][2lim229）由[1]图选取区域系数433.2HZ910）由[1]图10—26查的781.01，885.02则67.1885.0781.02111）许用接触应力MPaMPaHHH75.57925.5775822][][][21（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径td1，有计算公式得mmdt98.53)75.5798.189433.2(4567.1110362.106.1232412）计算圆周速度smndvt/63.110006057698.5314.3100060113）计算齿宽b及模数ntmmmmmdbtd98.5398.53111.22514cos98.53cos11zdmtntmmmhnt725.425.242.11725.498.53/hb4）计算纵向重合度98.114tan251318.0tan318.01zd5）计算载荷系数已知使用系数1AK，根据smv/63.1，7级精度，由[1]图10—8查的动载系数08.1VK；由表10—4查的42.1HK；由表10—13查得4.1FK；由表10—3差得2.1FHKK。故载荷系数84.142.12.108.11HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得mmmmKKddtt56.566.184.198.533311107）计算模数nmmmzdmn2.22514cos56.56cos113.按齿根弯曲疲劳强度设计由[1]式（10—17）32121][cos2FSaFadnYYzYTKm（1）确定计算参数1）计算载荷系数81.14.12.108.11FFVAKKKKK2）计算纵向重合度98.1，从[1]图10—28查的螺旋角影响系数88.0Y3）计算当量齿数37.2714cos25cos3311zzv47.10914cos100cos3322zzv4）查齿形系数由[1]表10—5查得62.21FY；18.22FY5）查取应力校正系数由[1]表10—5查得59.11SY；79.12SY6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE5001；大齿轮的弯曲疲劳极限MPaFE38027）由[1]图10—18取弯曲疲劳寿命系数87.01FNK，9.02FNK8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得MPaSKFEFNF71.3104.150087.0][111MPaSKFEFNF29.2444.13809.0][2229）计算大小齿轮的][FSaFaYY110134.071.31059.162.2][111FSaFaYY016.029.24479.118.2][222FSaFaYY大齿轮数值大。（2）设计计算mmmn68.1016.067.125114cos88.010362.1081.123224由接触疲劳强度计算