带式输送机传动装置课程设计

目录第一部分设计任务书…………………………………………………………………1第二部分传动方案分析………………………………………………………………2第三部分电动机的选择计算…………………………………………………………3第四部分传动装置运动和动力参数的选择计算……………………………………4第五部分传动零件的设计及计算……………………………………………………5一、齿轮设计计算…………………………………………………………51、1轴和2轴啮合齿轮设计计算……………………………………52、2轴和3轴啮合齿轮设计计算……………………………………10二、链轮的设计计算………………………………………………………13第六部分减速器轴及轴承装置、联轴器、键的设计计算…………………………16一、1轴及轴上联轴器、轴承、键的设计计算…………………………16二、2轴及轴上轴承、键的设计计算……………………………………20三、3轴及轴上轴承、键的设计计算……………………………………24第七部分润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定…………………………27第八部分箱体及附件的结构设计和选择……………………………………………27第九部分设计小结……………………………………………………………………30第十部分参考资料……………………………………………………………………30第一部分、设计任务书设计题目：带式输送机传动方案：电机→两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器→链传动→工作机设计参数：输送带的牵引力F，（KN）输送带的速度v,(m/s)提升机鼓轮的直径D，（mm）70.35300设计要求：1）输送机运转方向不变，工作载荷稳定2）输送带鼓轮的传动效率取为0.973）工作寿命为8年，每年300个工作日。每工作日16小时设计内容：1）装配图1张2）零件图3张3）设计说明书一份指导老师：夏红梅第二部分、传动方案分析题目：带式输送机传动装置传动方案：电机→两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器→链传动→工作机设计参数：传动方案输送带的牵引力F，（KN）输送带的速度V，（m/s）提升机鼓轮直径D，（mm）两级齿轮减速+链传动70.35300设计要求：1).输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2).输送带鼓轮的传动效率取为0.97。3).工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。4）带式输送机提升物料：谷物、型沙、碎矿石、煤等等。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。由于高速级直接接电动机输出轴，所以高速级宜用圆柱斜齿轮，低速级用圆柱直齿轮。装置分布如图：辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。各主要部件选择：第三部分电动机的选择计算按照工作要求和条件选用一般用途的Y系列三相异步电动机。(1)电动机容量工作机所需功率Pw按以下公式计算Pw=1000（kw）根据已知条件，将输送带的阻力Fw=7000N、输送带速度Vw=0.35m/s,带式输送机的效率w=0.97代入上式得Pw=70000.3510000.97Kw=2.53Kw电动机的输出功率Po按以下公式计算Po=wpKw式中—从滚筒到电动机之间的总的传动功率，其值按=24齿联搅油链轴承计算查表两对齿轮传动的效率齿都取0.98；每对（共四对）滚动轴承的效率轴承都取0.99，联轴器效率（弹性联轴器）联取0.99，减速器的搅油效率搅油取0.96，链传动效率取0.96.所以总效率为=24齿联搅油链轴承=240.980.990.990.960.96=0.84所以电动机的输出功率为Po=wp=2.530.84Kw=3.01Kw查表，取电动机的额定功率为Pm=4kw(2)电动机的转速滚筒转速为wn=60wVD=600.351000300r/min=22.28r/min查表推荐各种机构传动比范围，取单级圆柱齿轮的传动比为12i=35；23i=35，链传动比34i=23.5，则总传动比范围为122334iiii=(332553.5)1887.5动力源齿轮链传动联轴器轴承电动机圆柱直齿轮和斜齿轮单排滚子链弹性联轴器滚子轴承所以电动机的转速可选择范围相应为'(1887.5)22.28ninr/min=401.041949.5r/min电动机同步转速符合这一范围的有750r/min,1000r/min,1500r/min三种。为降低电动机重量和价格，查表可选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y112M4；其满载转速为mn=1440r/min.第四部分传动装置运动和动力参数的选择计算1、传动装置的总传动比及各级传动比（1）传动装置的总传动比mwnin=144022.28=64.63（2）分配各级传动比1）初步确定传动比，各级传动比与总传动比的关系为122334iiii初选链传动比34i=3.2则i减=1223ii=34ii=64.633.2=20.20可取12i=（1.21.4）23i，即i减=1223ii=（1.21.4）223i，得23i=3.804.10,取23i=4.05则12i=23ii减=20.204.05=5.00至此，初步确定12i=5.00，23i=4.05，34i=3.22、计算传动装置运动参数和动力参数1）0轴（电动机轴）的输出功率，转速和转矩Po=3.01Kwon=mn=1440r/minTo=9550OmPn=(3.0195501440)N.m=19.96N.m2)1轴（高速轴）的输入功率、转速和输入转矩。从O轴到1轴，只经过联轴器传动，所以01联1p=001p=3.010.99Kw=2.98Kw10nn1440r/min1112.98955095501440PTnN.m=19.76N.m3)2轴（中间轴）的输入功率、转速和输入转矩。从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以211212.980.990.98ppp齿轴承kw=2.89kw12121440/min288/min5nnrri22.899550.95.87.288TNmNm4)3轴（低速轴）的输入功率、转速和输入转矩。从2轴到3轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以322322.890.990.982.80pppkwkw齿轴承2323288/min71.11/min4.05nnrri32.809550.376.70.71.11TNmNm5）4轴（鼓轮轴）的输入功率、转速和输入转矩。从3轴到4轴，经过一对轴承，一对链传动，还要考虑搅油效率，所以433432.800.990.960.962.56pppkwkw链搅油轴343471.1122.223.2nni42.559550.1100.22.22TNmNm第五部分传动零件的设计及计算一、齿轮设计计算1、2轴啮合齿轮设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。4）选择小齿轮齿数为1Z=24，大齿轮齿数2Z=524120。5）选取螺旋角。初选螺旋角=014。2、按齿面接触强度设计按公式213121tHEtdHKTZZudu计算（1）确定公式内的各计算数值1)试选tK=1.6。2)计算小齿轮传递的转矩。5541112.9895.51095.510.1.97610.1440PTNmNmn3)查看区域系数HZ图选取HZ=2.433.4)查看标准圆柱齿轮传动的端面重合度，查得1=0.76，2=0.84，则121.60。5）查看表格选取齿宽系数d=1.6）查表得到材料的弹性影响系数EZ=12189.8MPa。7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限lim2H=550Mpa。8）计算应力循环次数9116060144011630083.31810hNnjL9912123.318100.603105.0NNi9）取接触疲劳寿命系数1HNK=0.92，2HNK=1.0310）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，则1lim110.92600552HNHKMPaMPaS2lim221.03550566.5HNHKMPaMPaS12552566.5559.2522HHHMPaMPa（2）计算1)计算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得243121.61.9761062.433189.831.8611.605559.25tdmmmm2）计算圆周速度。1131.861440/2.40/601000601000tdnvmsms3）计算齿宽b及模数ntm。b=1131.8631.86dtdmmmm011cos31.86cos141.2924tntdmmmmmZ2.252.251.292.90nthmmmmm31.86/10.992.90bh4）计算纵向重合度010.318tan0.318124tan141.90dZ5）计算载荷系数k.已知使用系数AK=1,根据v=2.40m/s,7级精度，查表得到动载系数K=1.08；1.410HK。查图得1.35FK；查表得1.2HFKK。故载荷系数11.081.21.4101.83AvHHKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式33111.8331.8633.321.6ttKddmmmmK7）计算模数nm011cos33.32cos141.3524ndmmmmmz3、按齿根弯曲强度设计由式213212cosFaSandFKTYYYmz(1)确定计算参数1）计算载荷系数。11.081.21.351.75AvFFKKKKK2）根据纵向重合度=1.59，查图得螺旋角影响系数Y=0.88.3）计算当量齿数。113302426.27coscos14vzz22330120131.36coscos14vzz4）查取齿形系数。查表得1FaY=2.59192FaY=2.1549285)查取应力校正系数。查表得1SaY=1.596352SaY=1.8150726）查图的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE380MPa；7)查图取弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.862FNK=0.90；8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式1110.86500307.141.4FNFEFKMPaMPaS2220.90380244.291.4FNFEFKMPaMPaS9）计算大、小齿轮的FaSaFYY并加以比较。1112.59191.596350.01347307.14FaSaFYY2222.1549281.8150720.0160244.29FaSaFYY大齿轮的数值大。（2）设计计算3203221.7519.76100.88cos140.01600.9981241.60nmmmmm对比计算结果，由齿面接触