胶带式运输机传动装置设计

胶带式运输机传动装置设计学生姓名：指导老师：摘要胶带式输送机是连续运行的运输设备，在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门及交通运输部门中主要用来运送大量散状货物，如矿石、煤、砂等粉、块状物和包装好的成件物品。带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其他运输设备相比，不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点，而且运行可靠,易于实现自动化、集中化控制,特别是对高产高效矿井，带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。本次毕业设计的课题是基于Solidworks的圆锥-圆柱齿轮减速器三维装配体建模，研究的主要方向是机械工程及自动化。在各个基本零件运动的特点的基础上，引入创新的思维和概念，对零件进行组合以达到设计要求。本毕业设计共包括四大块的内容：首先是传动装置的设计计算，其次是Solidworks的简单简介，再次，也是本论文的重点即主要零件的三维造型，最后，是运动仿真。本次设计的主旨是以机械设计课程设计为主线，加入创新意识，完成圆锥-圆柱齿轮减速器三维装配体建模，最终完成毕业设计要求。关键词：胶带式运输机传动装置设计计算1选择电动机1.1选择电动机的类型Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止铁屑、灰尘等进入电动机内部的特点，适用于电源电压为380V且无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机等。1.2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：98.099.099.01滚动轴承效率：941.00.980.980.982锥齿轮传动效率：0.963圆柱齿轮传动效率：97.04卷筒效率：96.0j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：824.096.097.096.0941.098.054321a负载功率:kw99.310009.121001000FvPw折算到电动机的功率为:kw842.4824.099.3awdPP1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速为：minr02.12130014.39.1100060100060Dvn查《机械设计课程设计》表3-2得：锥齿轮单级传动比3~21i，圆柱齿轮单级传动比5~32i，则总传动比范围为15~6ai。所以电机的转速可选范围为：minr3.1815~12.72602.121)15~6(ninam则符合这一范围的同步转速有750minr1000minr和1500minr.所以可供选择的的电机如表1-1：表1-1电动机参数综合考虑电动机额定功率、满载转速、最大转矩质量等和传动装置的尺寸和减速器的各级传动比，可以选择电机型号为Y132M2-6，其主要性能参数如上表的第2种电动机。2确定传动装置的总传动比和分配传动比2.1减速器各级传动比减速总传动比为：93.702.121960nnima高速级锥齿轮的传动比：98.193.725.025.01aii低速级圆柱齿轮的传动比：00.498.193.712iiia2.2计算各轴的动力和动力参数各轴的转速：电动机轴：minr9600nⅠ轴：minr96001nnⅡ轴：minr46.49798.1960112innⅢ轴：minr37.124446.497223inn卷筒轴：minr37.12434nn序号电动机型号额定功率(kw)满载转速（minr）堵转转矩最大转矩质量(kg)额定转矩额定转矩1Y160M2-85.57202.02.01192Y132M2-65.59602.02.0843Y132S-45.514402.22.368各轴的输入功率：Ⅰ轴：kw79.499.0842.4111dPPⅡ轴：kw51.496.098.079.432112PPⅢ轴：kw29.497.098.051.442223PP卷筒轴：kw16.499.098.029.4122334PPⅠ-Ⅲ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98.各轴的输出转矩电动机的输出转矩：mN17.48960842.495509550mddnPTⅠ轴：m69N47.0.9948.17111dTTⅡ轴：mN84.8896.098.098.169.47321112iTTⅢ轴：mN34.34097.098.003.484.88421223iTT卷筒轴：mN2.33098.099.034.340231234TTⅠ-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表2-1：表2-1各轴运动参数轴名功率kwP转距mNT转速nminr传动比i效率输入输出输入输出电机轴4.84248.1796010.99Ⅰ轴4.794.6948.6647.69960Ⅱ轴4.514.4290.6588.84497.461.980.94Ⅲ轴4.294.20347.29340.34124.374.000.95卷筒轴4.163.99343.96330.2124.3710.973传动件的设计计算3.1高速级锥齿轮的设计计算已知输入功率kw79.41P，小齿轮转速1n960r/min，齿数比u=1.98，由电动机驱动，工作寿命8年，4年1次大修，2年1次中修，半年1次小修，单班制，连续单向运转,工作时有轻微振动，室内，灰尘较大，一般机械厂生产制造，小批量。选用8级精度(GB10095-88)由《机械设计（第四版）》表12-7选择小齿轮材料为Cr40(调质)，平均硬度为260HB，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HB。选小齿轮齿数241z，大齿轮齿数52.472498.112izz.取482z此时传动比2244812zzi＇载荷系数：使用寿命aK由表12.910.1aK动载系数vK由图12.915.1vK齿间载荷分配系数HK由表12.10估计mmN100bFKtA45.0198.1111cos89.0198.198.11cos222221uuu67.10645.048cos97.2689.024cos222111ZZZZvv73.1cos112.388.121vvvzz87.0373.1434vZ32.187.01122ZKH齿向载荷分布系数K由表12.209.1K齿间载荷分布系数K17.39.132.115.110.1KKKKKHvA小齿轮的转矩mmN476901T选齿宽系数3.0R节点区域系数由图12.165.2HZ由《机械设计（第四版）》图12.17b、c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa7101limH，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5802limH由《机械设计（第四版）》表12.12查得材料的弹性影响系数MPa8.189EZ计算应力循环次81291105.5101.183008196016060uNNntNLLhL由《机械设计（第四版）》图12.18取接触疲劳寿命系数05.198.021NNZZ计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.05，得MPa58005.105.1580MPa66305.198.0710lim22lim2lim11lim1HNHHHNHHSZSZ试算小齿轮大端分度圆直径1d，代入H中较小的值mm99.9358087.05.28.18923.05.013.04769017.37.45.017.432232211HHERRZZZuKTd计算圆周速度vmm89.795.0111ddRmsm01.410006096089.7914.310006011ndvmm计算传动主要尺寸模数mmm92.32499.9311zdm取标准模数mm4m实际分度圆直径dmm192484mm962442211mzdmzd锥距Rmm33.10722221zzmR齿宽bmm2.3233.1073.0RbR取mm33b分度圆锥角43.639057.26arctan12211zz齿根弯曲疲劳强度校核重合度系数Y68.073.175.025.075.025.0vY齿间载荷分配系数FK47.168.011mmN100YKbFKFtA载荷系数K53.39.147.115.11.1KKKKKFvA由《机械设计（第四版）》图12.30查得齿形系数15.275.221FaFaYY应力校正系数图12.3193.167.121SaSaYY由图12.23c查得小大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为MPa480MPa6002lim1limFF由图10-18取弯曲疲劳寿命系数92.09.021ZZYY尺寸系数图12.240.1XY计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数25.1S，得MPa35325.10.192.0480MPa43225.10.19.060022lim211lim1SYYSYYXNFFXNFF验算F2232232121111MPa206125.3243.05.013.068.067.175.24769053.37.415.017.4umzYYYKTRRSaFaF满足弯曲强度要求3.2圆柱齿轮设计计算运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度(GB10095-88)材料选择选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HB；大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HB。选小齿轮齿数241z，大齿轮齿数9624412izz选取螺旋角。初选螺旋角15小齿轮的转矩mmN906502T选齿宽系数1d由表12.16选取82dA由图12.17c可知接触疲劳极限MPa580MPa7102lim1limHH初步计算的许用接触应力MPa52258096.096.0MPa63971096.096.02lim21lim1HHHH初步计算的小齿轮直径1dmm23.61414522190650821323211uuTAddHd取mm621d初取齿宽mm621dbd圆周速度sm61.110006036.4976214.310006021ndv模数mmm583333.2246211zdmt取标准模数mm5.2nm'''24351459.14583333.25.2arccosarccostnnm使用系数由表12.91.1AK动载系数由图12.91.1vK齿间载荷分配系数HK由表12.1097.0coscoscoscos61.2059.14cos20tanarctancostanarctan65.399.166.199.159.14tansin66.1cos112.388.1mmN100mmN9.516229241.1N292462906502212112tnbntdntAtzmbzzbFKdTF由此得76.197.066.1cos22bFHKK齿向载荷分布系数由表12.1137.