带式输送机传动装置设计(自己做)

韶关学院课程设计说明书（论文）课程设计题目：带式输送机传动装置设计学生姓名：*******学号：*********院系：物理与机电工程学院专业：机械制造及其自动化班级：*指导教师姓名及职称：起止时间：2015年12月——2016年1月（教务处制）韶关学院课程设计任务书学生姓名专业班级学号指导教师姓名及职称设计地点信工楼设计题目带式输送机传动装置设计带运输机工作原理：带式运输机传动示意如下图所示。已知条件：1．滚筒效率ηg=0.95(包括滚筒与轴承的效率损失)；2．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；3．使用折旧期：4年一次大修，每年280个工作日，寿命8年；4．工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；5．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；6.运输带速度允许误差：±5%；7．动力：电力，三相交流，电压380/220V设计内容和要求：1）从机器功能要求出发，拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析。2）合理选择电动机，按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理地选择零件材料、热处理方法，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。3）考虑制造工艺、安装、调整、使用、维修、经济和安全等问题，设计机械零部件。4）图面符合制图标准，尺寸公差、形位公差及表面粗糙度标注正确，技术要求完整合理。5）基本参数:输送带工作拉力F=5KN输送带工作速度υ=2m/s滚筒直径D=400mm工作任务及工作量要求：1)按给定条件设计减速器装置；2）完成减速器装配图1张（A0或A1图纸）；2）低速轴、低速齿轮零件工作图各1张；3）编写设计计算说明书1份。内容包括：机械系统方案拟定，机构运动和动力分析，电动机选择，传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算，低速轴、低速齿轮的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献等内容。进度安排：设计准备(1天)；2.传动装置的总体设计(1天)；3.传动件的设计计算(3天)；4.装配图设计(4天)；5.零件工作图设计(2天)；6.编写设计说明书(3天)；7.总结答辩（1天）主要参考文献[1]龚桂义.机械设计课程设计指导书[M].第二版北京:高等教育出版社,2001[2]龚桂义.机械设计课程设计图册[M].第三版北京:高等教育出版社,1989[3]濮良贵.机械设计[M].第九版北京:高等教育出版社,2013[4]吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册[M].第三版北京:高等教育出版社2006[5]成大先.机械设计手册[M].第五版，一、二、三、四册北京:机械工业出版社,2008院系（或教研室）审核意见：审核人签名及系公章：年月日任务下达人（签字）年月日任务接受人（签字）年月日目录一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、传动零件的设计计算五、轴的计算六、键的选择和校核七、轴承的的选择与寿命校核八、联轴器的选择九、减速器的结构十、润滑方法、润滑油牌号十一、密封与密封的选择附录：零件图、装配图计算及说明一、选择电动机（1)选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2）选择电动机的容量电动机所需功率计算工式为：（1）Pd=waPKW，（2）Pw=1000FvKwPd=1000aFvKw所以由电动机至卷筒的传动总功率为：2421234a式中：2：滚动轴承传动效率（4对），选用初步选用圆锥滚子轴承，取1=0.983η：齿轮传动效率（2对），选用斜齿圆柱齿轮，取3=0.983：电动机—高速轴传动效率，选用弹性联轴器（2对），取1=0.994：滚筒及其轴承的传动效率，4=0.95则可得到总传动效率820950970980980224.....ηa又因为:V=2m/s所以:KW.ηVFΡαd26.128201000250001000(3)确定电动机的转速卷筒轴工作转速为min54.95=400×2×1000×60=100060=rππ*DV*n二级圆柱齿轮减速器传动比i=8~40则电动机的转速的可选范围为min3822-764=54.95408==2r)()*~(*nind符合这一范围的同步转速有:1000r/min、1500r/min、3000r/min查Y系列（IP44）电动机的技术数据表格，选定电动机为Y160M—4技术参数如下：表1电动机型号额定功率KW满载转速(r/min)堵转转矩最大转矩质量kg额定转矩额定转矩Y160L—41114602.22.3144低转速电动机的技术相对较多，外观尺寸较大，价格较高，综合考虑，选用Y132L-4搭配减速器使用更合理二、确定传动装置的总传动比和分配传动比由电动机的的型号Y160L-4，满载转速1460/minmnr总传动比28.1554.951460nnima滚筒的速度范围：,n=（10.05）n=（10.05）95.54=90.76~100.31r/min按1i=（1.3~1.5）2i分配传动比定为取1i=1.42i1i=4.62i=3.3三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次为I轴、II轴、III轴，以及工作轴0i、1i，……为相邻两轴间的传动比；01、12，……为相邻两轴间的传动效率；IP、IIP，……为各轴的输入功率（Kw）；IT、IIT，……为各轴的输入转矩（N·m）；In、IIn，……为各轴的转速（r/min）；各轴的转速I轴0146014601mInnir/minII轴114603174.6IIInnir/minIII轴231796.183.3IIIIInnir/min卷筒轴96.18IVIInnr/min各轴输入功率I轴01112.200.9912.08IddPPPKwII轴122312.080.980.9811.60IIIIPPPKwIII轴2311.600.980.9811.14IIIIIPPKw工作轴3411.140.980.9910.81IVIIIPPKw各轴输出功率I轴'112.080.9811.84IIPPKwII轴'111.600.9811.37IIIIPPKwIII轴'111.140.9810.92IIIIIIPPKw工作轴'410.810.9510.27IVIVPPKw各轴输入转矩电动机轴输出转矩为：12.20955079.801460dTNmI轴00179.8010.9978.01IdTTiNmII轴11278.014.60.980.98344.64IIITTiNmIII轴223344.643.30.980.981092.27IIIIITTiNm卷筒轴341092.270.980.991070.42IVIIITTNm各轴输出转矩I轴'178.010.9876.45IITTNmII轴'1344.640.98337.75IIIITTNmIII轴'21092.270.981070.42IIIIIITTNm卷筒轴'51059.720.981038.53IVIVTTNm运动和动力参数计算结果整理于下表：表2效率P(KW)转矩T(mN)转速n（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴1579.8014601.00.98轴112.0811.8478.0176.4514604.60.96轴211.6011.37344.64337.75317.393.30.96轴311.1410.921092.271070.4296.181.00.99卷筒轴10.8110.271059.721038.5396.18四、传动零件的设计计算第一对齿轮（高速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮出传动（2）精度等级选7级精度（GB10095-88）（3）材料选择：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，二者材料硬度差为40HBS（4）选小齿轮齿数为1Z=24，大齿轮齿数2114.624111ZiZ其中i=u（齿数比）(5)螺旋角：=14o2、按齿面接触强度设计公式如下：21H3121()tEtdHKTZZudu（1）确定公式内的各值计算1）、试选tK=1.32）、选取区域系数HZ=2.4333）、由“标准圆柱齿轮传动的端面重合度a图”可查得1=0.8662=0.913=1+2=2.0234）、计算小齿轮传递的转矩54112.0895.5107.902101460TNmm5）、由“圆柱齿的齿宽系数d表”（表10-7）选取齿宽系数d=1.06）、由“弹性影响系数EZ”（表10-6）查得材料的弹性影响系数EZ=189.812aMP7）、按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限lim1H=600aMP，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2H=550aMP8）、由式N=601njhL计算应力循环次数。1N=6014401（282808）=93.110.2N=93.1104.6=86.788109）、由“接触疲劳寿命系数HNK图”（图10-19）查得接触疲劳寿命系数1HNK=0.93,2HNK=0.8810）、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得：1lim11HNHHKs=0.93600=558aMP2lim22HNHHKs=0.88550=521aMP采用较小值H=521aMP(2)计算1）、试算小齿轮分度圆直径td1243121.37.902104.612.433189.8()12.0234.6521tdmm=45.97mm2)、计算圆周速度11601000tdnV=3.1445.971460601000=3.5m/s3）、计算齿宽b及模数ntm1dtbd=145.97=45.97mm11costtdmZ=cos45.497142o=1.86mmh=2.25tm=2.251.86=4.185mm10.984.18545.97bh4）、计算纵向重合度=0.318d1Ztan=0.318124tan14=1.905）、计算载荷系数K已知使用系数1AK。根v=3.5m/s,7级精度，由“动载系数vK图”（图10-8）查得动载荷系数vK=1.13。由“接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数HK表”（表10-4）用插入法查得7级精度的小齿轮相对支承非对称布置时HK=1.418由“弯曲强度计算的齿向载荷分布系数FK图”(图10-13)查得FK=1.4由“齿间载荷分配系数,HFKK表”（表10-3）查得HFKK=1.2故载荷系数K为：AVHHKKKKK=11.131.21.42=1.936)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径331145.971.931.3ttKddK52.44mm7)、计算模数nm11cos52.44cos142.1224dmZmm3按齿根弯曲强度设计213212cosFaSandFKTYYYmZ（1）确定计算参数1）、计算载荷系数AVFFKKKKK=11.131.21.35=1.832)、根据纵向重合度1.905，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.783)、计算当量齿数113302426.27coscos14VZZ22330120121.51coscos14VZZ4)、查取齿形系数,由“齿形FaY及应力校正系数SaY