机械设计课程设计-带式运输机传动系统设计

12带式运输机传动系统设计(第二组10）1.带式运输机传动系统示意图2.工作条件运输机工作平稳，单向运转，单班制工作（每班按8h计算），使用年限8年，每年250天，允许运输带速度误差为±5%。33.原始数据（所选题号——10）已知条件：运输带拉力F=1700N运输带速度V=1.87m/s卷筒直径D=300mm总体设计（文中未注明出处的图和表均来源于课本教材——机械设计/龙振宇主编.—北京：机械工业出版社，2002.7）一．传动方案的拟定根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为100060Vwdnn119.11r/mi30014.387.1100060100060dVnw选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，可估算出传动装置的总传动比i约为15～30。二．电动机的选择1)电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2)电动机功率的选择：r/min11.191wn4因为运输机工作平稳，查课本258页表10-5得工况系数25.1~8.0AK，取0.1AK设计方案的总效率n6543210本设计中弹联——电动机输出轴与减速器输入轴间联轴器的传动效率（2个），取99.0弹联；轴承——一对滚动轴承的传动效率（3对），取99.0轴承（球轴承）；啮——一对闭式圆柱齿轮的传动啮合效率（2对），当齿轮精度为8级（不含轴承效率）稀油润滑时取97.0啮；刚联——减速器输出轴与驱动卷筒轴间的联轴器传动效率，取1弹联。则传动系统的总效率9.0197.099.099.02323刚联啮轴承弹联总工作机所需要的有效功率为kWVFPww18.3100087.117001000电机所需功率为kWPPwd53.39.018.3总查手册Y系列三相异步电动机型号与技术数据表选取电动机的额定功率为kWPkWPded53.3113)电动机转速的选择：选择常用的同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。9.0总kWPw18.3kWPd53.3kWPed1154)确定电动机的型号：根据电动机所需功率和同步转速，查Y系列三相异步电动机型号与技术数据表可知，电动机型号为Y160M-4或Y160L-6。相据电动机的满载转速mn和滚筒转速wn可算出总传动比wmnnia。现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中：方案号电动机型号额定功率kW同步转速r/min满载转速r/min总传动比堵转转矩额定转矩N·m最大转矩额定转矩N·m1Y160M-4111500146012.252.22.22Y160L-611100097016.842.02.06由上表可知，方案1中电动机转速高，价格低。故初选电动机型号为Y160M-4。查表知，该电动机中心高H=160mm，轴外伸轴径为mmD42，轴外伸长度为mmL110。三.分配的传动系统的传动比按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原则推荐高速级传动比1i应大于低速级传动比2i，其中214.1~3.1ii。取213.1ii,则22213.1*iiiia33.125.123.12aii08.4325.1221iiia四.传动系统的运动和动力参数计算（1）各轴转速：min/2.119380.357:轴、卷筒轴min/80.35708.41460:轴min/1460:轴min/1460:电动机轴卷100rinnnIIIrinnIIrnnIrnnIIIIIIIIIIIm（2）各轴的输入功率：kWPPPIIIkWPPIIkWPPIkWPPIIIIIIIIedIed9.197.099.008.2轴、卷筒轴：08.297.099.017.2轴：14.20.9917.2轴：17.2电动机轴：啮轴承卷啮轴承弹联0（2）各轴转矩H=160mmmmD42mmL11008.41i32imin/2.119min/80.357min/1460min/14600rnrnrnrnIIIIIIkWPPkWPkWPkWPIIIIII9.108.214.217.2卷07mNTTmNiTTIIImNiTTIImNTTImNnPTTIIIIIIIIIIedImeded94.159194.159卷筒轴：94.15997.099.0351.55轴：51.5597.099.008.405.14轴：05.1499.019.14轴：19.14146017.295509550电动机轴：刚联卷啮轴承2啮轴承1弹联0各传动轴的运动和动力参数轴号转速min//rn功率kWP/转矩mNT/传动比i效率电动机轴1402.1714.1914.08310.990.960.961I14602.1414.05II357.802.0855.51III119.21.9159.94卷筒轴119.21.9159.94五．传动零件的设计及几何尺寸的计算本设计中的双级圆柱齿轮减速器是二级减速器中最简单的一种，由于齿轮相对于轴承位置不对称，轴应具有较大的刚度，用于载荷平稳的场合，高速级常用斜齿，低速级用斜齿和直齿。故高速级选用斜齿圆柱齿轮传动，低速级选用直齿圆柱齿轮传动。且设计中的减速器为一般用途减速器，故选用软齿面齿轮传动。已知输入功率kWPI14.2，小齿轮的转速min/1460rnI，mNTmNTmNTmNTmNTIIIIII94.15994.15951.505.1419.14卷08寿命为8年（每年工作250天），单班制（每天工作8h）。1.低速级直齿轮传动设计（1）选择材料。查表9-5小齿轮选用40Cr调质处理，286~2413HBS；大齿轮选用45钢调质处理255~2174HBS，计算时取260HBS3，230HBS4。（二者材料硬度差3023026043HBSHBS，合适）（2）按齿面接触疲劳强度初步设计由式32331766uuKTdHd①小齿轮传递的转矩mNT51.553。②齿宽系数d。查课本表9-10知，软齿面、非对称布置取8.0d。③齿数比u：对减速运动32iu。④载荷系数K：初选2K（直齿轮、非对称布置）。⑤确定许用接触应力H由式NHHHZSlima.接触疲劳极限应力limH由图9-34c查得，MPaH7103lim，MPaH5804lim（按图中MQ查值）。b.安全系数HS查表9-11，取1HS。c.寿命系数NZ。由式antN60计算应力循环次数，式中1a,min/8.3513rn,ht20000282505260HBS3230HBS4983103.4200008.35716060antN78341033.13103.4iNN查图9-35得，02.13NZ，12.14NZ（均按曲线1查得）故MPaZSNHHH724102.171033lim3MPaZSNHHH650112.158044lim4⑥计算小齿轮分度圆直径3dmmuuKTdHd1084146508.094.15927661766323233取mmd1083⑦初步确定主要参数a.选取齿数。取363z，10836321uzz，取813z。b.计算模数。mmzdm25.2368133，取标准值3mm。c.计算分度圆直径。mmmmmzd10210836333（合适）；mmmzd324108344。d.计算中心距。mmdda216324108212143。e.计算齿宽。mmdbd4.861088.03（3）验算齿面接触疲劳强度10由式HdHEHuudKTZZZ12000333①弹性系数EZ由表9-9查得，MPaZE8.189。②节点区域系数HZ由图9-29查得，5.2HZ。③重合度系数Z由76.110813612.388.1112.388.143zz则86.0376.1434Z④载荷系数KHHvAKKKKKa.使用系数AK。由表9-6查得25.1AKb.动载系数vK。由smnd/02.21000608.35710814.310006033查图9-2323.1vK（初选8级精度）。c.齿向载荷分布系数HK。由表9-7，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得44.1861061.010886108866.0118.023.1106.0132232323bCdbdbBAKHd.齿间载荷分配系数HK。由表9-8先求NdTFt296210894.1592000200033mmNmmNbFKtA/100/4386296225.111由前可知86.0Z则35.186.01122ZKH故98.235.144.123.125.1HHvAKKKKK⑤验算齿面接触疲劳强度)安全(4.68435.4124141088.094.15998.2200086.05.28.1891200043333MPaMPauudKTZZZHdHEH（4）验算齿根弯曲疲劳强度由式FSaFatFYYYbmKF①由前可知，NFt2962，mmb86，mmm3。②载荷系数K。FFvAKKKKK。a.使用系数AK同前，即25.1AK。b.动载系数vK同前，即51.1vK。c.齿向载荷分布系数FK。由图9-25，当44.1HK，74.12325.28625.286mhb时，，查出33.1FK。d.齿间载荷分配系数FK。由mmNmmNbFKtA/100/1.43/，查表9-8，知YKF1，又由67.077.1/75.025.0/75.025.0Y，得)(4.6849.6734安全MPaMPaHH1249.167.011YKF。故95.249.133.123.125.1FFvAKKKKK。③齿形系数FaY。由383z，1684z，查图9-32，得42.23FaY，17.24FaY。④齿根应力修正系数SY。由363z，1084z，查图9-33得，66.13SaY，78.14SaY。⑤重合度系数Y。同前，67.0Y。⑥许用弯曲应力F。由式XNFFFYYSlim。式中弯曲疲劳极限应力limF，由图9-36c，查得：MPaF6003lim,MPaF4304lim(按MQ查值)；安全系数FS，由表9-11取25.1FS；寿命系数NY，由7483104.1,103.4NN，查图9-37，得9.0,9.043NNYY；尺寸系数XY，由mmm3，查图9-38，143XXYY。则MPaYYSXNFFF43225.119.0600333lim3MPaYYSXNFFF31025.119.0430444lim4⑦验算齿根弯曲疲劳强度MPaMPaMPaMPaFFFF36.32388432924433mmmzz31083643mmdmmd3241144313MPaMP