胶带式运输机传动装置设计

1设计题目胶带式运输机传动装置学院专业材料科学与工程学院无机非金属专业班级材料1408学号5120141828设计者王振兴辅导老师曹剑校名西南科技大学2015年12月胶带式运输机传动装置设计计算说明书2目录一．电机的选择.............................................................................3二、确定传动装置的总传动比和分配传动比........4三、传动零件的设计计算........................5四、减速器结构设计............................9五、轴的效核及计算............................9六键连接的选择和计算,.......................14七，联轴器的选择..............................15八，减速器的设计..............................15九，设计小结..................................15十，资料参考...................................3一、电动机的选择：1、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2、选择电动机容量：电动机所需的功率为：kwawdpp（其中：dp为电动机功率，wp为负载功率，a为总效率。）传动效率分别为：联轴器的效率0.9800.99*0.991滚动轴承效率941.00.98*0.98*0.982闭式齿轮传动效率0.9410.97*0.973链传动效率0.925卷筒效率0.9604传动装置的总效率a应为组成传动装置的各部分运动副效率只之乘积,即：0.77430.920.960*0.941*0.941*0.98054321a负载功率:2.7kw1000/5.1101.81000/3FVPw折算到电动机的功率为:kw3.480.77432.7awdpp3、确定电动机转速：卷筒轴工作转速为：min/95.5430014.31.5100060100060rDvn查表得：二级圆梯形齿轮减速器传动比40~8'i,链传动传动比；6~2i减速器的总传动比240~16i总，所以电机的可选范围为：min/22929.6~1528.6495.54)402~(16n''rinad。则符合这一范围的同步转速有1500和3000，所以可供选择的的电机有：序号电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量（kg）额定转矩额定转矩1Y112M-2428902.22.3452Y112M-4414402.22.343综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为Y112M-2，其主要性能如上表的第1种电动机。4二、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、减速器的总传动比为：25.3054.952890nnima2、分配传动装置传动比：iiia02'1''iii（式中10i为联轴器的传动比，i为减速器的传动比，'i为链传动的传动比。）取链传动的传动比2.1i'则减速器的传动比4.141.2/25.30)i/'0iiia（3、按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由展开式曲线查得3.41i，则4.233.4/4.41/12iii。4、计算各轴的动力和动力参数(1)各轴的转速Ⅰ轴：min/28901/2890/0rinnmⅠⅡ轴：min/8503.4/2890/1rinnⅠⅡⅢ轴：min/200.94.23/850/2rinnⅡⅢ卷筒轴：min/200.91/200.9/0ⅢⅣr　inn（2）各轴的输入功率Ⅰ轴：kWPPPddⅠ3.44599.03.48101Ⅱ轴：kWPPPdⅠⅡ3.27597.098.03.4453221Ⅲ轴：kWPPPdⅡ3.11397.098.03.2753223Ⅲ卷筒轴：kWPPPⅢⅢⅣ3.02099.098.03.1131234Ⅰ-Ⅲ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98.(3)各轴的转矩电动机的输出转矩：mNnPTmdd11.4928903.4895509550Ⅰ轴：mNiTTdⅠ11.37599.0111.4910Ⅱ轴：mNiTTⅠⅡ36.76497.098.03.411.375321Ⅲ轴：mNTTⅡⅢ147.83197.098.04.2336.764i322卷筒轴：mNTT143.42599.098.0147.83142ⅢⅣⅠ-Ⅲ轴的输出转矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98.运动动力参数计算结果整理于下表轴名功率P/KW转距T/N*M转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机轴3.4828.65289010.99Ⅰ轴3.4453.37611.37527.7972890Ⅱ轴3.2753.21036.764124.1918503.40.955Ⅲ轴3.1133.051147.831378.958200.94.230.95卷筒轴3.0202.959143.425367.666200.910.97三、传动零件的设计计算1、材料选择齿轮。初选大小齿轮的材料均45钢，经调质处理。其硬度在210-250HBS，齿轮等级精度为8级。由于减速器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选10。2、计算高速级齿轮（1）、查取教材可得：25.1AK，11.1VK，2.1K，1.1K；832.11.12.111.125.1KKKKKVA传动比3.4i由表查得各数据如下：47.2HZ，8.189EZ，98.0Z，取10则99.0Z（2）、接触疲劳施用应力查图可知：MPaHH6102lim1lim；2.11limHS则应力循环次数：911101.73425085128906060hjLnN8912105.13.4/101.734/iNN又查图可知：121NNZZ则：MPaSZHNHHPHP08.352.11610limlim21(3)、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数2.1dmmuuKTZZZZddHPEH41.73.4)13.4(2.11027.797832.1208.3599.098.08.18947.2)1(23323121(4)、确定中心距ammida91.74)3.41(241.7)1(21就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定mma100。(5)、选定模数nm、齿数1z、2z和螺旋角)(cos221zzman一般40~251z，15~8。初选301z，10，则102304.312izz492.11023010cos1002cos221zzamn由标准模数取mmmn2，则65.98210cos1002cos221nmazz取9921zz则5.224.31991211izzz取231z7623992z齿数比：35.323/77/12zz与4.3i的要求比较，误差为0.1%，可用。于是12.81002992cos2)(cos1211azzmn满足要求。（6）、计算齿轮分度圆直径小齿轮mmzmdn464.4612.8cos232cos11大齿轮mmzmdn535.15312.8cos762cos22（7）、齿轮宽度mmdbd8.5546.462.11圆整大齿轮宽度mmb562取小齿轮宽度mmb621（8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：MPaFF2202lim1lim；；5.1minFS；0.2:121STNNYYYMPaYSYNFSTFFp33.29315.12220minlim根据1z、2z查表则有：53.23FaY；2.24FaY；85.13saY；77.14saY；68.0Y9.02Y则FpsaFanFMPaYYYYmbdKT16.49.068.085.153.2246.464621011.375832.122311111FP11221217.285.153.277.12.216.4MPaYYYYsaFasaFaFF所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。3、计算低速级齿轮（1）、查取教材可得：25.1AK，11.1VK，2.1K，1.1K；832.11.12.111.125.1KKKKKVA7传动比3.4i由表查得各数据如下：47.2HZ，8.189EZ，98.0Z，取10则99.0Z（2）、接触疲劳施用应力查图可知：MPaHH6102lim1lim；2.11limHS则应力循环次数：833101.2054250851200.96060hjLnN78234104.2292.85/101.2054/iNN又查图可知：121NNZZ则：MPaSZHNHHPHP08.3352.11610limlim21(3)、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数2.1dmmuuKTZZZZddHPEH78.52.85)12.85(2.110147.831832.12508.3399.08.08.18947.2)1(23323121(4)、确定中心距ammida151.113)2.851(278.5)1(21就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定mma551。(5)、选定模数nm、齿数1z、2z和螺旋角)(cos243zzman一般04~253z，15~8。初选303z，10，则126.9304.23324ziz1.971263010cos5512cos243zzamn由标准模数取mmmn2，则153.45210cos5512cos243nmazz取15443zz则45.924.23115412433izzz取303Z124301544z齿数比：4.1330/124/34zz与4.23i的要求比较，误差为2.3%，可用。于是8.1055121542cos2)(cos1431azzmn满足要求。（6）、计算齿轮分度圆直径8小齿轮mmzmdn0.668.10cos302cos33大齿轮mmzmdn50.5210.12cos1242cos44（7）、齿轮宽度mmdbd2.7270.662.13圆整大齿轮宽度mmb374取小齿轮宽度mmb673（8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：MPaFF2202lim1lim；；5.1minFS；121NNYYMPaYSYNFSTFFp33.29315.12220minlim根据3z、4z查表则有：53.21FaY；2.22FaY；85.11saY；77.12saY；68.0Y9.0Y则FpsaFanFMPaYYYYmbdKT32.349.068.085.15