带式输送机传动装置课程设计

一、设计题目带式输送机传动装置课程设计1、传动装置简图；2．课程设计任务：已知二级减速器，运输机工作转矩T/（N.m）为620N.m，运输带工作速度0.9m/s,卷阳筒直径:360mm.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为8年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差±5％。二、电动机的选择1、按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。2、计算功率Pw=Fv/1000=2VTD=0.9360=3.1Kw系统的传动效率1机构V带传动齿轮传动滚动轴承（一对）联轴器卷筒传动效率0.900.980.980.990.96符号12345所以：5122335＝0.920.980.980.980.980.980.980.99＝0.82其中齿轮为8级精度等级油润滑所以Pd=Pw/η＝3.8kw确定转速圏筒工作转速wn＝601000vD=6010000.93.14360=47.77转二级减速器的传动比为7.150（调质）所以电动机的转速范围339.42390通过比较，选择型号为Y132S-4其主要参数如下：电动机额定功率P电动机满载转速nm电动机伸出端直径电动机伸出端安装长度5.5kw1440(r.min-1)38mm80mm三、传动比的分配及转动校核总的转动比:i=14nn=144047.8=30.1选择带轮传动比i1=3，一级齿轮传动比i2=3.7,二级齿轮传动比i3=2.97、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率eP作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。0轴（电动机）输入功率：0PeP=5.5kw1轴（高速轴）输入功率：1P0P1=5.50.92=5.06kw总效率η=0.82Y132S—4电动机P=5.5KWN=1440(r.min-1)2轴（中间轴）的输入功率：2P0P1·23=5.50.920.980.98×=4.86kw3轴（低速轴）的输入功率：3P0P12223=5.50.9220.9830.98=4.62kw4轴（滚筒轴）的输入功率:4P0P1322345=5.50.9220.9830.980.99×0.96=4.484kw8、各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：0T50095510Pn=55.5955101440=36.47310N·mm1轴（高速轴）的输入转矩：1T51195510Pn=55.0695510480=100.67310N·mm2轴（中间轴）的输入转矩：2T52295510Pn=54.8695510129.73=357.66310N·mm3轴（低速轴）的输入转矩：3T53395510Pn=54.629551044.73=986.38310N·mm4轴（滚筒轴）的输入转矩:4T54495510Pn=54.48495.51044.73=957.35310N·mm轴编号名称转速/(r/min)转矩/(N.mm)功率/KWI电动机转轴14403.647×4105.5II高速轴4801.0067×5105.06III中间轴129.733.5766×5104.86IV低速轴44.739.8638×5104.62V卷筒轴44.739.5735×5104.484四、三角带的传动设计确定计算功功率caP1．由[课]表8-6查得工作情况系数AK=1.2，故caP=AKeP=1.25.5=6.6kw2.选取窄V带类型根据caPon由[课]图8-9确定选用SPZ型。3．确定带轮基准直径由[2]表8-3和表8-7取主动轮基准直径1dd=80mm根据[2]式（8-15），从动轮基准直径2dd。2dd=1idd=380=240mm根据[2]表8-7取2dd=250mm按[2]式（8-13）验算带的速度V=160100dodn=80144060100=6.29m/s25m/s带的速度合适4．确定窄V带的基准长度和传动中心距根据0.7（1dd+2dd）0a2（1dd+2dd），初步确定中心距0a=500mm根据[2]式（8-20）计算带的基准长度'dL=2oa+2（1dd+2dd）+221()4ddodda=2500+2（250+80）[phone]=1532.55mm由[2]表8-2选带的基准长度dL=1600mm按[2]式（8-12）计算实际中心距aa=oa+'2ddLL=400+16001532.552=533.73mm5.演算主动轮上的包角1由[2]式（8-6）得1=180+21dddda57.5主动轮基准直径1dd=80mm从动轮基准直径2dd＝250mm实际中心距a533.73mm=180+25080533.7357.5=161.7120主动轮上的包角合适6．计算窄V带的根数ZZ=)(caooLPPPKK由0n=1440r/min1dd=80mmi=3查[课]表8-5c和[课]表8-5d得0P=1.60kw0P=0.22kw查[课]表8-8得K=0.95LK=0.99，则Z=6.6(1.600.22)0.950.99=3.856取Z=4根。7．计算预紧力0F0F=22.5500(1)caEPqVKv查[课]表8-4得q=0.065Kg/m,故0F=26.62.5500(1)0.0656.296.2940.95=550.3N8．计算作用在轴上的压轴力pFpF=102sin2ZF=161.724550.3sin2=4346.38N9.带轮结构设计略。五、齿轮传动的设计㈠高速级齿轮传动的设计选择齿轮精度为7级，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.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14°初选小齿轮齿数为2。那么大齿轮齿数为81。包角1＝161.7V带的根数Z＝43、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式：1td≥2321.()HEdHZZKTUU确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,,=0.765,,=0.945.12=0.765+0.945=1.710由表查得齿宽系数d＝1.0。查表得：材料弹性影响系数ZE=189.812MPa再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限lim1H＝590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：lim2H＝560MPa.由计算公式：N=60ihnjL算出循环次数：1N＝60×480×1×（2×8×8×300）＝2.76×9102N=1Ni=4.38×810再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数1HNK=0.94,2HNK=1.05.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1％。1lim11HNHHKS=0.94×590=554.6Mpa2lim22HNHHKS=1.05×560=588Mpa12554.658228HHH=571.3MPa4、计算小齿轮分度圆直径1td,由计算公式得：23121.()HEtdHZZKTUdU23121.611.71td1td≥53.87mm21ddi=199.32mm计算小齿轮圆周速度：v＝6010003.14601000dn=1.35m/s计算齿宽b及模数m.b=1153.87tdmdm1cos142.co376s22tntdm1Z齿高:h=2.25ntm=2.25×2.376=5.346mm53.875.346bh=10.08计算纵向重合度：10.318tandZ＝0.318×1×22×tan14°＝1.744计算载荷系数K已知使用系数AK=1已知V＝1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数VK=1.05由表查得：HK的计算公式：2231.120.18(10.6)0.2310HddKb＝1.12＋0.18（1＋0.6）＋0.23×31053.87＝1.42再由表查的：FK=1.33,HFKK=1.2公式：AVHHKKKKK=1×1.2×1.05×1.42=1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径：1d＝53.87mm2d=199.32mm模数M＝2.376齿宽B＝53.8711331.78953.871.6ttKddK=55.91mm计算模数：nm=11cos142cos2dZ=2.466mm5、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：23212cos.FSndFKTYYYmZ确定计算参数：计算载荷系数：AVFFKKKKK=1×1.05×1.2×1.33=1.676根据纵向重合度：＝1.744，从表查得螺旋角影响系数Y=0.88计算当量齿数：113322cos14cosvZZ=24.82223381cos14cosvZZ=86.87由[课]表10－5查取齿形系数1FY=2.63,FY=2.206查取应力校正系数1SY=1.588，2SY=1.777再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：1FE＝500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE＝380MPa再由表查得弯曲疲劳系数：1FNK=0.85,2FNK=0.9计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.35111FNFEFKS=0.855001.35=314.8Mpa222FNFEFKS=0.93801.35=253.3MPa计算大，小齿轮的FSFYY，并加以比较：1314.8FSFYY=0.013272253.3FSFYY=0.0155大齿轮的数值大，选用大齿轮FSFYY=0.0155设计计算：23212cos.FSndFKTYYYmZ5232100.88cos140.0155nmnm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数m=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径1d=53.87mm来计算齿数：11cosdZm=cos142=26.1取1z＝26则21ZiZ=976、几何尺寸计算：计算中心距：12(2697)2126.762cos14()2cosZmmZma将中心距圆整为：127mm按圆整后中心距修正螺旋角：12(2697)arccos()cos214.42127ZZmarca因的值改变不大，故参数,HZ等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：齿数1z＝262z＝97中心距a=127mm螺旋角=14.4分度圆直径1d=53.69mm11cos2cos14.4Zmd=53.69mm22cos2cos14.4Zmd=200.3mm计算齿轮宽度：1dbd=1×53.69=53.69mm取2B=54mm,1B=60mm8、高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2面压力角αn20o螺旋角β14.4o分度圆直径d153.69d2200.3齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×257.69da2=d2+2ha*mn=2