二级减速器的带式输送机传动装置设计2

1目录设计任务书…………………………………………………3第一部分传动方案简述………………………………...4第二部分V带设计………………………………………8第三部分高速级齿轮传动设计…………………………11第四部分低速级齿轮传动设计…………………………17第五部分输入轴的设计…………………………………23第六部分中间轴的设计…………………………………24第七部分输出轴的设计…………………………………25第八部分中间轴的校核………………………………..27第九部分轴承寿命计算………………………………..30第十部分减速器的润滑与密封………………………..32第十一部分减速器箱体及其附件………………………33第十二部分附：资料索引………………………………352课程设计任务书课程名称：机械设计设计题目：带式输送机的传动装置设计1。传动系统示意图方案：电机→带传动→两级展开式圆柱齿轮(斜齿或直齿）减速器→工作机1—电动机；2—带传动；3—圆柱齿轮减速器；4—联轴器；5—输送带；6—滚筒F=1.8KNV=1.1m/sD=350mm2．设计条件1.工作条件：机械厂装配车间；两班制，每班工作四小时；空载起动、连续、单向运转，载荷平稳；2.使用期限及检修间隔：工作期限为8年，每年工作250日；检修期定为三年；3.生产批量及生产条件：生产数千台，有铸造设备；4.设备要求：固定；5.生产厂：减速机厂。3．工作量1.减速器装配图1号图1张；2.零件图3张（箱体或箱盖，1号图；轴，3号图）；3.设计说明书一份约6000～8000字。一．传动方案简述2.1传动方案说明2.1.1将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，3将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2电动机的选择2.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.2.2已知条件皮带有效拉力F=2200N输送带工作速度V=0.9m/s输送带滚筒直径D=300mm42.2.2选择电动机容量(1)工作机的有效功率Pw98.110009.022001000FvPwkw(2)由电动机至工作机的总效率n4321带传动V带的效率——1=0.94~0.97取1=0.96一对滚动轴承的效率——2=0.98~0.995取2=0.98联轴器的效率——4=0.99~0.995取3=0.99一对齿轮传动的效率——3=0.96~0.98取4=0.97卷筒的传动效率——5=0.94~0.97取5=0.96792.096.097.099.098.096.0245243421(3)电动机所需的输出功率dP72.2wdppKw2.2.3电动机转速展开式二级圆柱齿轮减速器传动比：'i=8~40工作机卷筒轴转速：3.573009.0100060100060DVnwr/mini=2-3电动机转速可选范围：min/68768.9163.57)32()408(rniinwd2.2.4确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500r/min的电动机。5（1）电动机的主要参数电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min启动转矩额定转矩Y132S-63.010002.09602.02.3总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1理论总传动比7.1660960'wmnni2.3.2各级传动比的分配..IIIIIIiiii(1)V带传动的理论传动比Ii可选范围2~4初取Ii=2(2)两级齿轮传动的传动比35.82/7.16ii(3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取IIIIIii，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但IIIi过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在(1.3~1.4)IIIIIii中取。取，iii3.1又∵35.8ii∴IIi3.3，IIIi=2.52.4各轴转速，转矩与输入功率2.4.1各轴理论转速6(1)小带轮转速9601mnnr/min(2)大带轮转速480296012Iinnr/mim(3)I轴4802nnIr/min(4)Π轴1.14433.3480IIinnⅡr/min(5)Ⅲ轴6.575.21.144IIIinnⅢr/min2.4.2各轴的输入功率(1)电动机72.2dPkw(2)Ⅰ轴61.296.072.21ηⅠdPPkw(3)Π轴48.297.098.061.242ηηⅡPPkw(4)Ⅲ轴42ηηⅢPP36.297.098.048.2kw(5)卷筒轴32ηη卷IIIPP=29.299.098.036.2kw2.4.3各轴的理论转矩(1)电动机96072.21055.91055.966dddnPTmmN27060(2)Ⅰ轴nPT61055.951932N·mm(3)Π轴'1055.96nPT164360N·mm(4)Ⅲ轴'1055.96nPT=391284N·mm2.4.4各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速功率（kw）输入转矩传动比7（r/min）(N·mm)电动轴9602.72270602第I轴4802.61519323.33第II轴144.12.481643602.5第III轴57.62.36391284二、V带设计2.1原始数据电动机功率——72.2dPkw电动机转速——960dnr/minV带理论传动比——i22.2设计计算（1）确定计算功率Pca=KA·Pd根据双班制工作，每班4小时，空载启动，连续，单向运转，载荷稳定，工作期限8年。由[1]P156表8-7查得工作系数KA=1.0Pca=KA×Pd=1.0×2.72=2.72kw（2）选取普通V带带型根据Pca，n1确定选用普通V带A型。（3）确定带轮基准直径dd1和dd2a.初选小带轮基准直径1dd=75mm8b．验算带速03.510006096010010006011ndvdm/s5m/sV25m/s带的速度合适。c.计算dd2dd2200100.21ddimm取dd2=200mm（4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）210mma0600mm初步确定中心距a0=400mm带长Ld’=0212210422a)dd()dd(adddd=4004)100200()200100(240022=1272mm计算实际中心距mmLLaadd464212721400400200（5）验算主轮上的包角13.57180121adddd=9065.1674643.57100200180∴主动轮上的包角合适（6）计算V带的根数ZlcaKKPPPZ)(009P0——基本额定功率P0=0.9576P0——额定功率的增量P0=0.1116K——包角修正系数得K=0.964lK——长度系数得lK=0.96∴lcaKKPPPZ)(00=989.072.2=2.80取Z=3根（7）计算预紧力F020)15.2(500qvKZvPFcaq——V带单位长度质量q=0.10kg/m2min0)15.2(500qvKZvPFca=147.39N应使带的实际出拉力min00FF（8）计算压轴力FP265.167sin39.147322sin210min0FZFvP=879.21N2.3带传动主要参数汇总表带型基准长度Ldmm根数Z小带轮直径dd1mm大带轮直径dd2mm中心距ammA140031002004642.4带轮材料及结构（1）带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT20010(2)大带轮的结构形式为孔板式三、高速级齿轮传动设计一选齿轮类、精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS1=220接触疲劳强度极限5701limHMPa（由[1]P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限4401FEMpa（由[1]P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火HBS2=190接触疲劳强度极限4002limHMPa（由[1]P209图10-21c）弯曲疲劳强度极限3302FEMpa（由[1]P209图10-20b）4初选小齿轮齿数241Z大齿轮齿数Z2=Z1IIIi,=24×3.33=79.2取795初选螺旋角14t二按齿面接触强度设计计算公式：321112HHEdttZZuuTKdmm（由[1]P218式10-21）1．确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数6.1tK小齿轮传递的转矩519301TTN·mm11齿宽系数0.1d材料的弹性影响系数8.189EZMpa1/2区域系数43.2HZ76.01，9.0266.121应力循环次数)825042(1480606011hjLnN810608.4881210396.13.310608.4hiNN接触疲劳寿命系数94.01HNK98.02HNK（由[1]P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数1HSMPaSKHHNH8.513157094.0][1lim11MPaSKHHNH392140098.0][2lim22221][23.19.46323928.5352][][][HHHHMPa∴取9.463HMPa2．计算（1）试算小齿轮分度圆直径td1321)][(12HEHdttZZTKdμμ32)9.4638.18943.2(3.33.466.10.1519306.1212=48.4mm（2）计算圆周速度1000604804.481000601ndvt1.22m/s（3）计算齿宽b及模数mnt4.484.480.11tddbmm96.12414cos4.48cos11Zdmtntmmmhnt41.425.2b/h=11（4）计算纵向重合度90.114tan24