带式输送机传动系统设计说明书

-1-/24带式输送机传动系统设计说明书题目二级圆柱齿轮减速器的设计工程技术系专业班完成人学号同组人指导老师完成日期年月日-2-/24目录第一章设计任务书…………………………………………………§设计任务……………………………………………………………第二章传动系统方案的总体设计………………………………§电动机的选择…………………………………………………………§传动比的分配…………………………………………………………§传动系统的运动和动力学参数设计…………………………………第三章高速级齿轮设计……………………………………………§按齿面强度设计……………………………………………………§按齿根弯曲强度设计…………………………………………………第四章低速级齿轮设计……………………………………………§按齿面强度设计……………………………………………………§按齿根弯曲强度设计………………………………………………§结构设计……………………………………………………………§斜齿轮各参数的确定………………………………………………第五章各轴设计方案………………………………………………§中间轴的设计及轴承的选取………………………………………§中间轴的受力和弯矩图及计算……………………………………§高速轴的设计………………………………………………………§高速轴的设计………………………………………………………§各轴图示与标注……………………………………………………-3-/24计算及说明结果第一章设计任务书§设计任务、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。、原始数据输送带的有效拉力输送带的工作速度sm输送带的滚桶直径300mm、工作条件两班制工作，空载启动。载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为。第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示043皮带轮12电动机联轴器§电动机的选择．电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率kwpvPw25.310003.125001000设：轴——一对流滚动轴承效率。轴kwPw25.3-4-/24计算及说明结果01——为齿式联轴器的效率。01齿——为级齿轮传动的效率。齿筒——输送机滚筒效率。筒估算传动系统的总效率：86.096.097.099.099.024224201筒齿轴工作机所需的电动机攻率为：kwppwr82.386.025.3系列三相异步电动机技术数据中应满足：。rmpp,因此综合应选电动机额定功率kwpm4、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速min8.8214.33003.16060rDvnw方案比较方案号型号额定功率同步转速满载转速总传动比Ⅰ160M—Ⅱ160L—通过两种方案比较可以看出：方案Ⅱ选用电动机的总传动比为，适合于二级减速传动，故选方案Ⅱ较为合理。160L——型三相异步电动机额定功率为，满载转速为,电动机中心高160mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：42mm、110mm§传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：39.178.821440wmnni75.439.173.13.112ii66.375.439.171223iii传动系统各传动比为：86.0kwpr82.3min8.82rnw39.17i75.412i66.323i-5-/24计算及说明结果1,66.3,75.4,14231201iiii§传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：轴——电动机轴min14400rnkwp82.30mNnpT33.25144082.395509550000轴——减速器中间轴min14400101rinnkwpp7818.399.082.30101mNiTT0767.2599.0133.25010101轴——减速器中间轴min30375.414401212rinnkwpp63.39603.07818.31212mNiTT36.11497.09603.075.40767.25121212轴——减速器低速轴min79.8266.33032323rinnkwpp4859.39603.063.32323mNiTT4029603.066.339.114232323轴——工作机min79.8234rnnkwpp4165.39801.04859.33434-6-/24计算及说明结果mNiTT3949801.01402343434轴号电动机减速器工作机轴轴轴轴轴转速功率转矩联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比传动效率(单位：minrn；——;——)第三章高速级齿轮设计一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。)选用斜齿圆柱齿轮传动)运输机为一般工作机，速度不高，故用级精度（）)材料选择。由文献【一】表得可选小齿轮材料为（调质），硬度为，二者材料硬差为。)选取小齿轮齿数，大齿轮齿数：×取。)选取螺旋角。初螺旋角为β§按齿面强度设计即：3211)(12HEHadttZZuuTkd1）确定公式内的各计算数值（1）试选（2）由文献【一】图得（3）由文献【一】图得：595.187.0;725.02121aaaaa（4）计算小齿轮传递的转矩51105.95T××××各参数如左图所示×-7-/24计算及说明结果()文献【一】表得：1d()文献【一】表得：材料弹性影响系数216.189MPaZE()由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的疲劳强度极限MPaH5502lim。()设每年工作时间按天计算911107965.2)1030082(19706060HjLnN9921061.056.4107965.2N()由文献【一】图查得接触疲劳寿命系数95.0;91.021HNHNKK()疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为。MPaMPaSKHHNH5406009.0][1lim11MPaMPaSKHHNH02.46555095.0][2lim22MPaHHH51.5022][][][21)计算()小齿轮分度圆直径mmdt83.35)25.5318.189433.2(75.4175.4595.11105.26.123231()计算圆周的速度：smndvt7.2100060144083.3510006011()计算齿宽及模数mmmmdbtd83.3583.3511mmdt83.351smv7.2mmmnt045.2-8-/24mmZdmtnt045.21714cos83.35cos011计算及说明结果-9-/242.045mm()计算重合度35.114tan171318.0tan318.001Zd()计算载荷系数根据2.7m、级精度，由文献【一】图查得动载系数;由查得：ββ17.241.14.11.11HHaVAKKKKK()按实际的载荷系数校正所算得的mmmmkkddtt66.396.117.283.353311()计算模数mmmmZdmn26.21714cos66.39cos011§按齿根弯曲强度设计：32121][cos2FSaFadnYYZYkTm）确定计算参数()计算载荷系数002.23.14.110.11FHaVAKKKKK()根据纵向重合度,从图查得89.0Y()计算当量齿数：61.1814cos17cos03311ZZv58.8714cos80cos03322ZZv()查取齿形系数，由表查得：22.2;97.221FaFaYY()查取应力校正系数，由表得：77.1;52.121saSaYY()由图-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σmmK17.2mmd66.391mmmn26.2mmK002.2mmZv61.181mmZv58.872计算及说明结果-10-/24大齿轮的弯曲疲劳强度极限.3802MPaFE()由图查得弯曲疲劳强寿命系数()计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝MPaMPasKFEFNF57.3034.150085.0][111MPaMPasKFEFNF86.2384.138088.0][222()计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。01487.057.30352.197.2][111FSaFayY01645.086.23877.122.2][222FSaFayY大齿轮的数值大２)设计计算mmmmmn44.101645.0595.117114cos89.0105.2002.2232024对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径39.66mm来计算应有的齿数。于是由86.255.214cos62.66cos011nmdZ取191Z则9175.4191212iZZ４)几何尺寸计算１)计算中心距11314cos22)9119(cos2)(021nmZZa将中心距圆整为113mm)按圆整后中心距修正螺旋角mmmn44.1191Z912Z113a计算及说明结果-11-/2402123.1318522)9119(arccos2)(arccosamZZn等不必修正故参数值改变不多因HaZK，,,1３)计算大、小齿轮的分度圆直径mmmZdn3923.13cos219cos011mmmZdn18723.13cos291cos022４)计算齿轮宽度mmmmdbd393911圆整后取mmBmmB45;4012)结构设计第四章低速级齿轮设计、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。)选用斜齿圆柱齿轮传动)运输机为一般工作机器，速度高，故用级精度（）)材料选择。由文献【一】表得可选小齿轮材料为（调质），硬度为，二者材料硬差为。)选取小齿轮齿数，大齿轮齿数：×取。)选取螺旋角。初螺旋角为β§按齿面强度设计即：3211)(12HEHadttZZuuTkd2）确定公式内的各计算数值（5）试选（6）由文献【一】图得（7）由文献【一】图得：615.189.0;725.02121aaaaa023.13mmd391mmd1872mmB701mmB652计算及说明结果-12-/24()计算小齿轮传递的转矩52105.95T××××()文献【一】表得：1d()文献【一】表得：材料弹性影响系数216.189MPaZE()由图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。()设每年工作时间按天计算9211061.0)1030082(172.2126060HjLnN9921017.051.31061.0N()由文献【一】图查得接触疲劳寿命系数96.0;95.021HNHNKK()疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为。MPaMPaSKHHNH57060095.0][1lim11MPaMPaSKHHNH52855096.0][2lim22MPaHHH5492][][][21)计算()小齿轮分度圆直径mmdt19.60)5498