带式输送机传动装置

机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置学院（系）：机械工程学院年级专业：学号：学生姓名：指导教师：教师职称：副教授机械设计课程设计任务书此页为课程开始时给同学们发的设计任务书目录一、传动方案的拟定二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算三、传动零件的设计计算四、轴的计算五、键联接的选择和计算六、滚动轴承的选择和计算七、联轴器的选择八、润滑密封的选择九、减速器附件的选择十、装配、拆卸时的注意事项十一、设计小结燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果一、传动方案的拟定齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿圆柱齿轮传动。减速方案选用两级减速。二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算电动机是标准部件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构容量和转速。2.1电动机类型和结构形式的选择由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此无特殊要求时一般选三相交流电动机；又因为三相交流异步电动机具有高效、节能、噪声小、震动小、运行安全可靠地特点，应用最广泛；此外由于工作环境在煤场，故而选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构。2.2电动机的容量的选择由于工作机为稳定载荷下连续运转的机械，且传递功率较小，故电动机的额定功率等于或稍大于电动机的实际输出功率Pd，即Ped≥Pd，就能安全工作。(1)确定电机容量WPkwFPwW21.196.0100075.0155596.0W式中卷筒效率(2)电动机输出功率Pd电动机计算公式和有关数据引自《机械设计课程设计指导手册》第9页~第11页、第120页以及《机械设计手册》主要参数：kwPW21.185.0kwpd42.1共42页第4页燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果dPP传动装置的总效率432221式中为1联轴器效率选用弹性联轴器99.01、2为八级精度齿轮传动效率97.02、3为轴承效率98.03。则85.098.097.0422故kwppd42.185.021.12.3选择电动机转速：卷筒轴工作转速为:min16.5128075.0100060100060rDn按推荐传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器i=8~40，故电动机转速的可选范围为n=in=(8~40)×51.16=409.28~2046.41r/min符合此范围的同步转速有750、1000、1500r/min。选择同步转速为1000r/min的电动机，型号为Y112M-6，其主要性能如表1：表1电动机主要性能参数电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min)满载转速（r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y112M-62.210009402.02.0min16.51rn共42页第5页燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果2.4传动比的确定及分配由电动机数据可得37.1816.51940nnmai高级传动比为：.255~89.437.18)5.1~3.1(5.1~3.11aii）（取00.51i，67.300.5/37.18/12iiia2.5计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速：Ⅰ轴min9401rnnmⅡ轴min18800.5940112rinnⅢ轴min23.5167.3188223rinn卷筒轴min/23.51n3rn卷（2）各轴的输入功率Ⅰ轴kwpppdd401.199.042.11011Ⅱ轴kwppp33.197.098.0401.13211212Ⅲ轴kwppp27.198.097.033.13222323卷筒轴kwppp23.198.099.027.1313343卷（3）各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为：传动装置总传动比的确定及其分配公式和有关数据皆引自《机械设计课程设计指导手册》第12页~第15页37.18ai00.51i67.32imin9401rnmin/1882rnmin/23.513rnmin/23.51rn卷kwp401.11kwp33.12kwp27.13kwp23.1卷共42页第6页燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果mNnpTmdd4.1494042.195509550Ⅰ轴mNTTd3.1499.04.1411Ⅱ轴mNiTT97.6700.598.097.03.1413212Ⅲ轴mNiTT12.23767.398.097.097.6723223卷筒轴mNTT05.23098.099.012.237313卷运动的动力参数整理于表2轴号功率P/kw转矩T/（N·m）转速n/(r·min)传动比i效率电机轴1.4214.49401.000.99Ⅰ轴1.4014.269405.000.95Ⅱ轴1.3367.971883.670.95Ⅲ轴1.27237.1251.231.000.97卷筒轴1.23230.0551.23mNTd4.14mNT3.141mNT97.672mNT12.2373mNT05.230卷共42页第7页燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果三、传动零件的设计计算3.1高速级齿轮的设计1.选精度等级、材料与热处理方式及参数1）传动类型：斜齿圆柱齿轮传动2）精度等级：初选8级精度3）材料及热处理：45钢，软齿面小齿轮：调质处理2501HB大齿轮：正火处理2102HB4）选取齿数：由闭式齿轮传动的40~201z，初选201z10012izzii`5）螺旋角：初选。126）旋向：左旋7）齿宽系数0.11d2.按齿面接触强度设计3)][(21112HHEuuKTdZZZZd（1）确定载荷系数K25.1AK击查得由电动发动机及中等冲；估计圆周速度v=6m/s20.1100/1vz查得动载系数08.1vK齿轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第76页~第98页斜齿圆柱齿轮主要参数：45号钢调质HB1=240HBSHB2=200HBS120z1002z00.5i=12°0.1d共42页第8页燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果65.112cos)]1001201(2.388.1[cos)]11(2.388.1[21zz35.112tan200.1tan1zd00.3查得齿间载荷分配系统42.1K，齿向载荷分配系数19.1K则30.219.143.108.125.1KKKKKvA（2）计算小齿轮传递的转矩mmNT4110426.1（3）查得区域系数44.2HZ（4）重合度系数78.065.113)1)(4(Z（5）螺旋角系数989.0cosZ（6）（7）弹性影响系数MPaZE8.189（7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim1＝550MPa；大齿轮疲劳强度极限应力Hlim2＝450MPa；25.1AK08.1vK42.1K19.1K30.2K44.2HZ78.0Z989.0Z189.8EZMPaHlim1=550MPaHlim2=450MPa共42页第9页燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果（8）应力循环次数8111077.6)530081(19406060hjLnN881210354.100.51077.6uNN取疲劳寿命系数06.11HNK;16.12HNK（允许有点蚀）(9)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式SKNHlim][得MPaSKHNH583155006.1][1lim11MPaSKHNH523145016.1][2lim22取MPaH583][（10）试算小齿轮分度圆直径d1mmHHEuuKTdZZZZd86.31)523989.078.044.28.189(515110426.105.22122432113)][(（11）实际圆周速度smndv/57.110006094086.3110006011（12）修正载荷系数：按33.01002057.11001vz查得动载系数04.1'vK811077.6N8210354.1N02.11HNK08.12HNKMPaH583][d=31.86mmsmv/57.1共42页第10页燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果（13）校正分度圆直径mmKKddvv46.3108.104.1402.3233'1'1（14）计算法向模数mmzdmn53.12012cos86.31cos1'1圆整成标准值，取mn=2mm（15）中心距mmmzzan68.12212cos22)10020(cos2)(21圆整取mma125（16）修正螺旋角''36'151626.1612522)10020(arccos2)(arccos21amzzn（17）修正载荷系数K62.1cos)]11(2.388.1[21zz86.18351.14tan208.0tan1zd48.3齿间载荷分配系数44.1K，齿向载荷分配系数07.1K则31.2`K（18）修正区域系数43.2HZ（19）修正重合度系数因1,取=1733.086.111Zmmmn2a=125mm''30'151644.1K07.1K31.2`K43.2HZ733.0Z共42页第11页燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果（20）修正螺旋角系数980.0cosZ（21）弹性影响系数MPaZE8.189（22）修正小轮分度圆直径d1mmHHEuuKTdZZZZd86.31)52300.354(568.01026.1409.2212243213)][(实际圆周速度smndv/57.110006094086.3110006011，09.1``vK09.303````````vvKKdd51.1cos1````zdmn253.1故模数合理，为2（24）计算分度圆直径mmmzdn67.41''36'1516cos220cos11mmmzdn33.208''36'1516cos2100cos21（26）齿宽mmdbd67.4167.410.11圆整取342bmm，421bmm980.0Z189.8EZMPammd67.411mmd33.20811b=42mm2b=34mm共42页第12页燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果3.齿根弯曲强度校核][2111111FSaFanFYYYYmbdKT][2112212FSaFaSaFaFFYYYY(1)重合度系数71.062.175.025.075.025.0Y(2)螺旋角系数75.012026.1686.111201Y(3)当量齿数61.2226.16cos20cos3311zzv03.11326.16cos100cos3322zzv(4)齿形系数66.21FaY22