机械设计课程设计带式输送机的传动装置设计

1第一节设计任务书北京交通大学海滨学院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3：电机→圆锥圆柱齿轮(斜齿)减速器→开式一级齿轮减速→工作机1—电动机；2、4—联轴器；3—圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5—输送带；6—滚筒2．原始数据设计带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器，原始数据如表1.1所示：表1.1原始数据3皮带的有效拉力FN3000输送带工作速度vm/s1.20输送带滚筒直径dmm4003．设计条件1.工作条件：机械装配车间；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。4．工作量1.减速器装配图零号图1张；2.零件图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）；3.设计说明书一份约6000～8000字。2第二节电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算计算过程与说明结果一、选择电动机1.选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为kwkwFvPW6.310002.130001000从电动机到工作机输送带间的总效率为65524321式中，1、2、3、4、5、6分别为圆锥齿轮传动、圆柱斜齿轮传动、开式齿轮传动、联轴器、轴承和卷筒的传动效率。分别查表为1=0.97，2=0.98，3=0.93，4=0.99，5=0.99，6=0.96，则791.096.099.099.093.098.097.05265524321所以电动机所需工作效率为kwkwPPWd55.4791.06.33.确定电动机转速按推荐的传动比合理范围，圆锥圆柱二级减速器的传动比为'12i8～25，开式圆柱齿轮传动比为'3i2～6，而工作机卷筒轴的转速为min/3.57min/4002.1100060100060rrdvnWkwPW6.3791.0kwPd55.43所以电动机转速的可选范围为Wdniin'3'12（8～25）×（2～6）×57.3r/min=（916.8～8595）r/min符合这一范围的同步转速为1000r/min、1500r/min和3000r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132S-4，其主要性能如表1.1所示，电动机的主要外形和安装尺寸如表1.2所示。表2.1Y132-4型电动机的主要性能表2.2Y132S-4型电动机的外形和安装尺寸电动机型号额定功率/kW满载转速/(1minr)额定转矩起动转矩额定转矩最大转矩Y132-45.514402.22.2mm型号HABCDEF×GDGKb1b2bhAABBHA1LY132S-413221614089388010×8331228021013531560200184754二、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1.总传动比i13.253.571440Wmnni2.分配传动比21iii考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取12125.0ii，324.1ii，1.42i，故93.24.11.44.123ii09.293.21.413.2513.25321iii三、计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速Ⅰ轴min/14401rnnmⅡ轴min/68809.21440112rinnⅢ轴min/1681.4688223rinnⅣ轴min/3.5793.2168334rinn滚筒轴r/min3.57n4卷n2.各轴的输入功率Ⅰ轴kWkWPPd51.499.055.441Ⅱ轴kWkWPP33.499.097.051.4511213.25i93.21.409.2321iiir/min3.57min/3.57min/168min/688min/14404321卷nrnrnrnrn5Ⅲ轴kWkWPP20.499.098.033.45223Ⅳ轴kWkWPP86.399.093.020.45334滚筒轴kW79.399.099.0kW86.3P544卷P3.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩dT为mmNnpTmdd4661002.3144055.41055.91055.9故Ⅰ轴mmNTTd44411099.299.01002.3Ⅱ轴mmNiTT44151121001.609.299.097.01099.2Ⅲ轴mmNiTT54252231039.21.499.098.01001.6Ⅳ轴mmNiTT55353341044.693.299.093.01039.2滚筒轴mmNTT555441031.699.099.01044.6卷将上述计算结果汇总于表2.3轴名功率P/kW转矩T/(N•mm)转速n/(1minr)传动比i效率η电机轴4.553.02×104144010.99Ⅰ轴4.512.99×10414402.090.96Ⅱ4.336.01×1046884.10.97Ⅲ4.202.39×1051682.930.92Ⅳ3.862.93×10557.310.98卷筒轴3.796.31×10557.3kwPkwPkwPkwPkwP79.386.320.433.451.44321卷mmNTmmNTmmNTmmNTd53424141039.21001.61099.21002.36第三节传动零件的设计计算计算过程与说明结果一、圆锥齿轮传动1.选定精度等级、材料及齿数1)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095--88）。2)材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差40HBS。3)选小齿轮齿数241z，大齿轮齿数16.5009.2242z，取512z。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-26）即32215.0192.2uKTZdRRHEt（1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数3.1tK2)选择齿宽系数3.0R3)由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE。4)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。5)由式10-13计算应力循环次数。911038.1)825042(114406060hnjLN241z512z73.1tK3.0R218.189MPaZEMPaH6001limMPaH5502lim911038.1N821061.6N89121061.609.21038.1iNN6)由图10-19取接触疲劳寿命系数93.092.021HNHNKK7)计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.由公式（10-12）得MPaMPaSKHNH55260092.01lim11MPaMPaSKHNH5.51155093.02lim22（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值。mmuKTZdRRHEt50.6609.23.05.013.01099.23.15.5118.18992.25.0192.2324232212)平均分度圆直径mmddRtm53.563.05.0150.665.01113)计算齿宽中点处的圆周速度smsmndvmm/26.4/100060144053.561000601114)计算载荷系数。根据smvm/26.41，7级精度，由图10-8查得动载系数12.1vK；由表10-2查得使用系数1AK；93.092.021HNHNKKMPaH5521MPaH5.5112mmdt50.661mmdm53.561smvm/26.4112.1vK1AK1FHKK8圆锥齿轮齿间载荷分配系数1FHKK；由表10-9查得轴承系数10.1beHK；齿向载荷分配系数65.11.15.15.1beHFHKKK；85.165.1112.11KKKKKVA5)按实际载荷系数算1d。mmKKddtt76.743.185.149.6633116)计算大端模数。mmzdm11.32476.7411取mmm25.37)计算分度圆直径mmmmmzd782425.3118)计算锥距mmudR36.902109.278212219)计算齿宽mmmmRBR11.273.036.90取mmB303.按齿根弯曲强度设计由式10-23得弯曲强度的设计公式为3221215.014FSaFaRRYYuzKTm（1）确定公式内的各计算数值65.1FHKK85.1Kmmd76.741mmm25.3mmd781mmR36.90mmB3091)计算载荷系数。85.165.1112.11HHVAKKKKK2)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001；大齿轮的弯曲强度极限MPaFE3802；3)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数92.0,91.021FNFNKK；4)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数4.1S,由式（10-12）得：MPaMPaSKFEFNF3254.150091.0111MPaMPaSKFEFNF7.2494.138092.02225)查取齿形系数。由表10-5查得32.2;65.221FaFaYY。6)查取应力校正系数。由表10-5查得70.1;58.121SaSaYY。7)计算大小齿轮的FSaFaYY并加以比较。01288.032558.165.2111FSaFaYY01586.07.249678.136.2222FSaFaYY（2）设计计算mmYYuzKTmFSaFaRR29.201586.0109.2243.05.013.01099.285.1415.014322243221285.1KMPaF3251MPaF7.249110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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29并就近圆整为标准值mmm5.2，按接触强度算得的分度圆直径mmd76.741，算出小齿轮齿数315.276.7411mdz大齿轮齿数6409.2312z。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。由以上计算列出圆锥齿轮参数如表3.1名称代号计算结果小齿轮大齿轮分锥角25.84464.156齿顶高ah2.5齿