带式输送机传动装置

机械设计基础1/38重庆大学课程设计说明书设计名称：一级减速器题目：带式输送机传动装置学生姓名：专业：班级：学号：指导教师：日期：2018年1月8日第一部分设计任务书机械设计基础2/38一、初始数据设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=3400N，V=1.2m/s，D=280mm，设计年限（寿命）：5年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。二.设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计V带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案机械设计基础3/38一.传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级斜齿圆柱齿轮减速器。二.计算传动装置总效率a=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.8331为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。第三部分电动机的选择3.1电动机的选择圆周速度v:v=1.2m/s工作机的功率pw:pw=F×V1000=3400×1.21000=4.08KW电动机所需工作功率为:pd=pwηa=4.080.833=4.9KW工作机的转速为:机械设计基础4/38n=60×1000Vπ×D=60×1000×1.2π×280=81.9r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(6×24)×81.9=491.4~1965.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/81.9=11.72（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=11.72/2.5=4.69第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI=nm/i0=960/2.5=384r/min输出轴：nII=nI/i=384/4.69=81.88r/min机械设计基础5/38工作机轴：nIII=nII=81.88r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd×=4.9×0.96=4.7KW输出轴：PII=PI×=4.7×0.98×0.97=4.47KW工作机轴：PIII=PII×=4.47×0.98×0.99=4.34KW则各轴的输出功率：输入轴：PI'=PI×0.98=4.61KW输出轴：PII'=PII×0.98=4.38KW工作机轴：PIII'=PIII×0.98=4.25KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Td×i0×电动机轴的输出转矩:Td=9550×pdnm=9550×4.9960=48.74Nm所以：输入轴：TI=Td×i0×=48.74×2.5×0.96=116.98Nm输出轴：TII=TI×i××=116.98×4.69×0.98×0.97=521.53Nm工作机轴：TIII=TII××=521.53×0.98×0.99=505.99Nm输出转矩为：输入轴：TI'=TI×0.98=114.64Nm输出轴：TII'=TII×0.98=511.1Nm工作机轴：TIII'=TIII×0.98=495.87Nm机械设计基础6/38第五部分V带的设计5.1V带的设计与计算1.确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAPd=1.1×4.9kW=5.39kW2.选择V带的带型根据Pca、nm由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1=112mm。2）验算带速v。按课本公式验算带的速度πdd1nm60×1000=π×112×96060×1000m/s=5.63m/s因为5m/sv30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径dd2=i0dd1=2.5×112=280mm根据课本查表，取标准值为dd2=280mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld1）根据课本公式，初定中心距a0=500mm。2）由课本公式计算带所需的基准长度机械设计基础7/38Ld0≈2a0+π2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)24a0=2×500+π2×(112+280)+(280-112)24×500≈1630mm由表选带的基准长度Ld=1640mm。3）按课本公式计算实际中心距a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1640-1630)/2mm≈505mm按课本公式，中心距变化范围为480~554mm。5.验算小带轮上的包角≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（280-112)×57.3°/505≈160.9°120°6.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=112mm和nm=960r/min，查表得P0=1.16kW。根据nm=960r/min，i0=2.5和A型带，查表得P0=0.11kW。查表得K=0.95，查表得KL=0.99，于是Pr=(P0+P0)KKL=(1.16+0.11)×0.95×0.99kW=1.19kW2）计算V带的根数zz=Pca/Pr=5.39/1.19=4.53取5根。7.计算单根V带的初拉力F0由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以机械设计基础8/38F0=500(2.5-Kα)PcaKαzv+qv2=500×(2.5-0.95)×5.390.95×5×5.63+0.105×5.632N=159.53N8.计算压轴力FPFP=2zF0sin(1/2)=2×5×159.53×sin(160.9/2)=1573N第六部分齿轮传动的设计1.选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数选用7级精度因传递功率较大，选用硬齿面齿轮传动。参考表5-6小齿轮：40Cr（表面淬火），硬度为48~55HRC大齿轮：40Cr（表面淬火），硬度为48~55HRC选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=24×4.69=112.56，取z2=113。因选用闭式硬齿面传动，故按齿根弯曲疲劳强度设计，然后校核其齿面接触疲劳强度。2.按齿根弯曲疲劳强度设计按式（5-52），设计公式为1）试选载荷系数2）初选螺旋角β=1232121zcos2FSaFadnYYYYKTm3.1tK机械设计基础9/383）小齿轮传递转矩4）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T1=116.98N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.44。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos14°)=20.561°at1=arccos[z1cost/(z1+2han*cos)]=arccos[24×cos20.561°/(24+2×1×cos14°)]=29.982°at2=arccos[z2cost/(z2+2han*cos)]=arccos[113×cos20.561°/(113+2×1×cos14°)]=23.005°端面重合度：=[z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)]/2π=[24×(tan29.982°-tan20.561°)+113×(tan23.005°-tan20.561°)]/2π=1.66轴向重合度：=φdz1tan/π=1×24×tan(14°)/π=1.905机械设计基础10/38重合度系数：Z⑦由式可得螺旋角系数Z=cosβ=cos14=0.985⑧计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×384×1×5×300×2×8=5.53×108大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=5.53×108/4.69=1.18×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.9、KHN2=0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=KHN1σHlim1S=0.9×6001=540MPa[H]2=KHN2σHlim2S=0.92×5501=506MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=506MPa2）试算小齿轮分度圆直径=50.996mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v机械设计基础11/38v=πd1tn160×1000=π×50.996×38460×1000=1.02m/s②齿宽bb=φdd1t=1×50.996=50.996mm2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1。②根据v=1.02m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.08。③齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×116.98/50.996=4587.811NKAFt1/b=1×4587.811/50.996=89.96N/mm100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH=1.4。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH=1.346。则载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1×1.08×1.4×1.346=2.0353）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1==50.996×32.0351.3=59.212mm及相应的齿轮模数mn=d1cos/z1=59.212×cos14°/24=2.394mm模数取为标准值m=2mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a=()z1+z2mn2cosβ=()24+113×22×cos14°=141.19mm机械设计基础12/38中心距圆整为a=140mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos()z1+z2mn2a=arccos()24+113×22×140=11.889°即：=11°53′20″（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1mncosβ=24×2cos11.889°=49.051mmd2=z2mncosβ=113×2cos11.889°=230.949mm（4）计算齿轮宽度b=d×d1=1×49.051=49.051mm取b2=50mm、b1=55mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F=2KFT1YFaYSaYεYβcos2βφdm3nz21≤[F]1）确定公式中各参数值①计算当量齿数ZV1=Z1/cos3=24/cos311.889°=25.612ZV2=Z2/cos3=113/cos311.889°=120.588②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan11.889°