带式运输机传动装置5

东海科学技术学院课程设计成果说明书题目：带式运输机传动装置院系：工程系学生姓名：专业：机械制造及其自动化班级：C15机械2指导教师：起止日期：2017．12.12-2018.1.3东海科学技术学院教学科研部第一部分设计任务书课程设计任务内容包括：设计题目、原始数据、设计条件和设计内容等。1、设计题目：带式运输机传动装置按下列的运动简图、工作条件和原始数据，设计一带式运输机传动装置中的减速器。运动简图1、电动机；2、带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、运输平皮带2、原始数据：（1）工作机：带式输送机。（4）T=600Nm，n=36r/m（3）电动机：Y系列三相异步电动机。（4）设计条件：1）工作条件:三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作；2）使用年限：10年，年工作250天；3）检修间隔期：五年大修（轴承寿命）；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差：±5%；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。目录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-1-设计及说明结果第二部分传动装置总体设计方案一.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带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。二.计算传动装置总效率a=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.859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1电动机的选择工作机的转速n:n=36r/min工作机的功率pw:pw=2×Tπn60×1000=2×600×3.14×3660×1000=2.26KW电动机所需工作功率为:pd=pwηa=2.260.859=2.63KWa=0.859n=36r/minPw=2.26KWpd=2.63KW-2-设计及说明结果工作机的转速为:n=36r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=2~6，则总传动比合理范围为ia=4~24，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(4×24)×36=144~864r/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Y132S-6的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm475×315216×14012mm38×8010×333.2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:n=36r/min选定型号为Y132S-6的三相异步电动机-3-设计及说明结果ia=nm/n=960/36=26.67（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=4，则减速器传动比为:i=ia/i0=26.67/4=6.67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=960/4=240r/min输出轴：nII=nI/i=240/6.67=35.98r/min工作机轴：nIII=nII=35.98r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd×=2.63×0.96=2.52KW输出轴：PII=PI××=2.52×0.99×0.97=2.42KW工作机轴：PIII=PII××=2.42×0.99×0.99=2.37KW则各轴的输出功率：输入轴：PI'=PI×0.99=2.49KW输出轴：PII'=PII×0.99=2.4KWia=26.67i=6.67-4-设计及说明结果工作机轴：PIII'=PIII×0.99=2.35KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Td×i0×电动机轴的输出转矩:Td9550×pdnm=9550×2.63960=26.16Nm所以：输入轴：TI=Td×i0×=26.16×4×0.96=100.45Nm输出轴：TII=TI×i××=100.45×6.67×0.99×0.97=643.4Nm工作机轴：TIII=TII××=643.4×0.99×0.99=630.6Nm输出转矩为：输入轴：TI'=TI×0.99=99.45Nm输出轴：TII'=TII×0.99=636.97Nm工作机轴：TIII'=TIII×0.99=624.29Nm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=1.2，故Pca=KAPd=1.2×2.63kW=3.16kW2.选择V带的带型根据Pca、nm由图选用A型。Pca=3.16kW-5-设计及说明结果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=100mm。2）验算带速v。按课本公式验算带的速度V=πdd1nm60×1000=π×100×96060×1000m/s=5.02m/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=4×100=400mm根据课本查表，取标准值为dd2=400mm。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Ld0≈2a0+π2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)24a0=2×500+π2×(100+400)+(400-100)24×500≈1830mm由表选带的基准长度Ld=1750mm。3）按课本公式计算实际中心距a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1750-1830)/2mm≈460mm按课本公式，中心距变化范围为434~512mm。5.≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/aV=5.02m/sdd2=400mma0=500mmLd=1750mm。a≈460mm-6-设计及说明结果=180°-（400-100)×57.3°/460≈142.6°120°6.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=100mm和nm=960r/min，查表得P0=0.96kW。根据nm=960r/min，i0=4和AP0=0.11kW。查表得K=0.9，查表得KL=1，于是Pr=(P0+P0)KKL=(0.96+0.11)×0.9×1kW=0.96kW2）计算V带的根数zz=Pca/Pr=3.16/0.96=3.29取4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F0=500(2.5-Kα)PcaKαzv+qv2=500×(2.5-0.9)×3.160.9×4×5.02+0.105×5.022N=142.53N8.计算压轴力FPFP=2zF0sin(1/2)=2×4×142.53×sin(142.6/2)=1079.82N9.主要设计结论≈142.6°Pr=0.96kWz=4F0=142.53NFP=1079.82N-7-设计及说明结果带型A型根数4根小带轮基准直径dd1100mm大带轮基准直径dd2400mmV带中心距a460mm带基准长度Ld1750mm小带轮包角α1142.6°带速5.02m/s单根V带初拉力F0142.53N压轴力Fp1079.82N5.2带轮结构设计1.小带轮的结构设计1）小带轮的结构图2）小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD=38mm38mm分度圆直径dd1100mmdadd1+2ha100+2×2.75105.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×3876mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)d(1.5~2)×3876mm-8-设计及说明结果2.大带轮的结构设计1）大带轮的结构图2）大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D=26mm26mm分度圆直径dd1400mmdadd1+2ha400+2×2.75405.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×2652mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)d(1.5~2)×2652mm-9-设计及说明结果第六部分齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）齿轮采用硬齿面，选择大、小齿轮材料均为40Cr，调质后表面淬火，硬度范围为48~55HRC，平均值52HRC。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=23×6.67=153.41，取z2=153。（4=20°。2.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式试算齿轮模数，即mnt≥32KFtT1YεψdZ21×YFaYSa[σF]1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KFt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T1=100.45N/m③选取齿宽系数φd=1。④计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。端面压力角：a1a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*)]=arccos[23×cos20°/(23+2×1)]=30.181°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*)]-10-设计及说明结果=arccos[153×cos20°/(153+2×1)]=21.943°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[23×(tan30.181°-tan°)+153×(tan21.943°-tan°)]/2π=1.744重合度系数：Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.744=0.68⑤由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.66YFa2=2.16YSa1=1.59YSa2=1.84⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=620MPa、Flim2=620MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×240×1×10×250×3×8=8.64×108大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=8.64×108/6.67=1.3×108由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.89取安全系数S=1.4，得[F]1=KFN1σFlim1S=0.85×6201.4=376.43MPa[F]2=KFN2σFlim2S=0.89×6201.4=394.14MPa[F]1=376.43MPa[F]2=394.14MPa-11-设计及说明结果YFa1YSa1[σF]1=2.66×1.59376.43=0.00112YFa2YSa2[σF]2=2.16×1.84394.14=0.00101因为小齿轮的YFaYSa[σF]大于大齿轮，所以取YFaYSa[σF]=YFa1YSa1[σF]1=0.001122）试算齿轮模数mnt≥32KFtT1YεψdZ21×YFaYSa[σF]=32×1000×1.3×100.45×0.68°1×232×.0112=1.555mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vd1=mntz1=1.555×23=35.765mmv=πd1n160×1000=π×35.765×24060×1000=0.45m/s②齿