同轴式带式输送机传动装置..

1燕山大学机械设计课程设计说明书题目：同轴式带式输送机传动装置学院（系）：机械工程学院年级专业：10级机控1班学号：100101010018学生姓名：吴金涛指导教师：韩晓娟目录1.任务说明书----------------------------------12.传动方案的分析----------------------------23.电动机选择及计算-------------------------24.总传动比的确定和各级传动比的分配-35.传动装置的动力和运动参数计算-------46.齿轮的选择和计算--------------------------57.低速级齿轮传动的作用力的计算---------118.箱体的设计计算------------------------------119.轴的设计计算---------------------------------1210.轴承的选择和校核-------------------------2011.键的选择和联接的强度计算--------------2112.润滑和密封选择-----------------------------2213.拆装和调整的说明--------------------------2214.减速箱体的附件的说明-------------------2315.设计小结-------------------------------------2316.参考材料------------------------------------241一.设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图2.工作情况中等冲击，单向运转，室外3.原始数据V带拉力（N）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）17610.672305814.设计内容(1)电动机的选择与参数计算(2)斜齿轮传动设计计算(3)轴的设计(4)滚动轴承的选择(5)键和联轴器的选择与校核(6)装配图、零件图的绘制(7)设计计算说明书的编写5.设计任务(1)减速器总装配图1张2(2)齿轮、轴零件图各一张(3)设计计算说明书一份6.传动方案的拟定及说明如图所示，采用二级同轴式齿轮减速器和带传动。二、传动方案分析1．斜齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级、要求传动平稳或有轻微震动的场合。因此两级传动均选择斜齿圆柱齿轮。2．带传动带式传动承载力低，但结构简单、成本低、传动平稳，缓冲吸振能力强，因此将带传动置在低速级。因此，斜齿圆柱齿轮传动—带传动对室外微振环境而言，这种传动方案是比较合理的。三．电动机选择计算1)．原始数据如下：运输带牵引力F=1761N输带工作速度V=0.67m/s滚筒直径D=0.23m2)．电动机型号选择主要参数：(1）选择电机类型按照工作要求和工作条件，选择Y系列三相笼形异步电动机全封闭自扇冷式结构。(2）确定电机容量电动机的输出功率为由式aWdPPkWFvPw23.1100096.067.0176110003式中为卷筒效率，取=0.96传动总效率432221a式中1为联轴器的效率，取0.99，2为斜齿圆柱齿轮的效率，取0.97，3为轴承效率，取0.98，所以有z=85.098.097.099.0422kWPPWd44.185.023.1(3）选择转速卷筒轴Ⅰ工作转速为rpm6.5523.067.06060Dvn由二级齿轮减速器40~8,i，固电动机转速2224~445)40~8(6.55dnrpm符合这一范围的同步转速有750r／min，1000r／min，1500r／min，选择同步转速为1000r／min，型号为Y100L-6电动机主要性能参数型号额定功率（w）同步转速（r／min）满载转速（r／min）启动功率额定功率额定功率最大功率Y100L-61.510009402.02.2四、总传动比的确定和各级传动比的分配满载时电机转速940nmrpm4总传动比9.166.55940nnewi总由1212iiiii总且，所以，取11.49.1621ii五、运动和动力参数得计算各轴转速如下:１轴转速9401nnr／min2轴转速55.22911.4940112innr／min3轴转速06.5611.455.229123nnnr／min卷筒轴的转速06.5634nnr／min电动机输出功率为dP，kWPd44.11轴输入功率11dPP=1.19×0.99=1.43kW2轴输入功率3212PP=1.43×0.98×0.97=1.40kW3轴输入功率2323PP=1.13×0.98×0.97=1.33kW卷筒轴输入功率1334PP=1.33×0.98×0.99=1.18kW由nPT9550得，各轴输出转矩值如下电动机轴63.1494044.195509550dddnPTmN1轴53.1494043.195509550111nPTmN52轴24.5855.22940.195509550222nPTmN3轴71.22606.5633.195509550333nPTmN卷筒轴20106.5618.195509550444nPTmN其运动和动力学参数整理于下表运动和动力学参数转速n（r／min）转矩T（mN）功率P（kw）传动比i效率电机轴94014.631.441.000.0.991轴94014.531.434.0950.0.952轴229.5558.241.404.0950.0.953轴56.06226.711.331.00000.97卷筒轴56.062011.18六.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩mNT71.226Ⅲ，小齿轮转速min/06.563rn，传动比11.42ii。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①选用斜齿圆柱齿轮6②运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度（GB10095-88）③由《机械设计》（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS；大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者硬度差为50HBS。④选小齿轮齿数21：大齿轮齿数8621×11.412ziz实际传动比为095.42186ii21⑤初选取螺旋角15（2）按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即32βα11)][Z(12zzzHHEdttuuTKd①确定公式内各计算数值a)查表得使用系数KA=1.25，估计圆周速度v=2m/s,则由42.0100vz查得动载系数Kv=1.06，43.1,63.1β06.343.163.1βγb)由图选取区域系数42.2HZc)重合度系数78.063.111εZαεd)螺旋角系数983.0cosββZe)由表选取齿宽系数8.0df)由表查得材料弹性影响系数218.189MPaZEg)由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5801lim；大齿轮的接触疲劳强度极限7MPaH4802limh)由式计算应力循环次数：881128111029.1095.41029.51029.5)830082(155.2296060iNNLjnNhi)由图查得接触疲劳寿命系数11.1,05.121HNHNKKj)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得MPaMPaSKMPaMPaSKHHNHHHNH5331480×11.1;6091580×05.12lim221lim11k)许用接触应力MPaHHH5.5282517540221②计算a)试算小齿轮分度圆直径1d，由计算公式得mm17.545330.983×0.78×2.428.189×4.09514.095×0.810×5.8242.01×2≥d3241）（b)计算圆周速度s/m651.01000×60229.55×54.17×1000×60ndv11；修正载荷系数由137.010021×651.0100zv1查表得01.1kv′则mm30.5306.101.1×17.54d31c)法向模数mn845.22115cos30.53cos11mmzdmn圆整法向模数5.2mnd)计算中心距mm5.138cos15?2.5×8621cosβm×ɑn21）（）（ZZ圆整mm140ɑe)修正螺旋角″5′1117ɑ2marccosβn21）（ZZ（3）按齿根弯曲强度校核由式(10-17)FSFSFFFFSFFYYYYYYYYTK2a1a1a2a2121a1a11;.mdb2n11①确定计算参数a）重合度系数71.063.175.025.075.025.0Yb）螺旋角系数795.012018.1743.111201Yc）计算当量齿数6.9818.17cos89cos1.2418.17cos21cos33223311zzzzvvd）查取齿形系数981.162.2a2a1YYFF；e）查取应力修正系数81.158.1a2a1YYSS；f）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数11029.1;1027.5Na410a480212lim1lim8281KKNMPMPFFFFNN；；g）计算弯曲疲劳许用应力，取失效概率1%，安全系数S=1a410a4802lim221lim11MPKMPKFFFFFFNNh）计算弯曲应力FFF221121﹤﹤a43.8058.162.281.118.238.84a38.84795.071.058.162.25.295.544410824.501.224；FFFMPMP10则强度符合条件（4）计算齿宽由于该减速器为同轴式，则取32b7.0b24则375bb43由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比4.095模数(mm)2.5螺旋角17º11′5″中心距(mm)233齿数21862186齿宽(mm)37324944直径(mm)分度圆54.95225.0554.95225.05齿根圆48.7218.848.7218.8齿顶圆59.95230.0559.95230.05旋向左旋右旋右旋左旋11七.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件m225.0d20′5″1117rpm06.56nm71.226n33，，，NT（2）计算大齿轮上的作用力圆周力NTFk01.2225.071.2262d23t径向力NFF766costanntr轴向力NFF62118.17tan01.2tanta法向力NFFk24.218.17cos20cos01.2coscosntn八．箱体的计算（1）箱座壁厚：δ=0.025a+5=0.025×140+5=8.5，取δ=10mm(2)箱盖壁厚：mm8.7514002.05a02.01取10mm（3）箱座凸缘壁厚：mm15105.15.1b（4）箱盖凸缘壁厚：mm1510