带式输送机传动装置的设计

带式输送机传动装置的设计2带式运输机传动装置的设计院－系：工学院专业：机械工程及自动化年级：2012级学生姓名：陆俊名学号：201201020238小组成员：陈小冲张明凉指导教师：3目录一、设计任务书……………………………………………………………3二、传动方案拟定…………………………………………………………4三、电动机的选择…………………………………………………………5四、计算总传动比及分配各级的传动比…………………………………6五、运动参数及动力参数计算……………………………………………7六、传动零件的设计计4算…………………………………………………8七、轴的设计计算………………………………………………………...19八、润滑方式与润滑剂选择……………………………………………...29九、设计小结……………………………………………………………...30十、参考文献……………………………………………………………...315一.设计任务书课程设计题目：带式运输机传动装置的设计1．设计带式运输机传动装置（简图如下）2.工作条件1）两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃，每年350个工作日；2）使用折旧期8年；63）检修间隔期：四年一大修，两年一中修，半年一次小修；4）动力来源的：电力，三相交流，电压380V/220V；5）运输速度允许误差为%5；6）一般机械厂制造，小批量生产；3.课程设计内容1）装配图一张（A3）；2）零件工作图两张（A3）输出轴及输出齿轮；3）设计说明书一份。备注：手工绘制图纸，计算机打印或手写说明书。4.设计数据：运输带工作拉力4.5KN运输带工作速度1.1m/s滚筒速度400mm二.传动装置的总体方案设计2.1传动装置的运动简图及方案分析2.1.1运动简图7表1—1原始数据学号201201020238题号11输送带工作拉力kM/F4.5输送带工作速度/v(1ms)1.1滚筒直径mm/D4002.1.2方案分析该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿8宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三.电动机的选择3.1电动机的类型和结构形式电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。3.2确定电动机的转速由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般械中，用的最多的是同步转速为1500或1000min/r的电动机。这里1500min/r的电动机。3.3确定电动机的功率和型号1.计算工作机所需输入功率1000PFvw由原始数据表中的数据得9kWkWw95.410001.1105.4P32.计算电动机所需的功率)(PdkW/PdwP式中，为传动装置的总效率n21式子中n,,21分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率查表2-4得带传动效率95.01一对轴承效率99.02齿轮传动效率98.03联轴器传动效率99.04滚筒的效率96.05总效率84.096.099.098.099.095.023kWkWPw9.584.095.4/Pd取kW5.7Pd查[2]表9—39得选择Y132M-4型电动机电动机技术数据如下：额定功率kW)（：7.5KW满载转速r/min)（:r/min1440额定转矩)/mN（：m/2.2最大转矩)/mN（：mN/3.2运输带转速min/54.524.014.31.16060rDvn10四.计算总传动比和分配各级传动比4.1确定总传动比wmnni/电动机满载速率mn，工作机所需转速wn总传动比i为各级传动比的连乘积，即niiii214.2分配各级传动比总传动比03.1954.521000/wmnni初选带轮的传动比5.21i，减速器传动比61.75.203.19i32i3i=2.311五.计算传动装置的运动参数和动力参数5.1计算各轴的转速传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I,II,III轴。min/400min/5.210001rrinnmmin/3.133min/34002IIrrinnmin/5.43min/3.21003IIIIIrrinn12IVIIInn5.2计算各轴的输入功率kWkWppd125.795.05.71IkWkWpp91.698.099.0125.732IIIkWkWpp7.698.099.091.632IIIIIkWkWpp57.699.099.07.642IIIIV5.3计算各轴的输入转矩mNmNnpT170400125.795509550II1mNmNnpT4953.13391.695509550IIII2mNmNnpT14715.437.695509550IIIIII3传动装置参数见表1—2表1—2传动装置的运动参数和动力参数轴号转速输入功率输入转矩13（r/min）(kW)(N·m)I4007.125170II133.36.91495III43.56.71471六．传动零部件的设计计算6.1带传动6.1.1确定计算功率并选择V带的带型1.确定计算工率cap由[1]表8—7查的工作情况系数2.1AK，故kWkWpKPAca95.72.12.选择V带的带型根据cap，mn由[1]图8—11选用A型。6.1.2确定带轮的基准直径并验算带速1.初选小带轮的基准直径1dd。由[1]表8—6和表8—8，取小带轮的基mmdd1121。2.验算带速v。按[1]式（8—13）验算带的速度smsmndvmd/86.5/100060100011214.31000601因为smvsm/30/5，故带速合适。3.计算大带轮的基准直径。由[1]式（8—15a）,14计算大带轮的基准直径2ddmmmmdiddd2801125.2121根据[1]表8—8，圆整为2802dd。6.1.3确定V带的中心距和基准长度1.根据[1]式（8—20）21212)(7.00ddddddaddmmamm7844.2740初定中心距为mma5000。2.由[1]式（8—22）计算所需基准长度mmmmaddddaLddddd1630]5004)112280()280112(214.35002[4)()(22202001221由[1]表8—2选带轮基准长度mmLd1600。3.按[1]式（8—23）计算实际中心距a。mmmmLLaadd485)2)16301600(500(200中心距的变化范围为mm533~461。6.1.4验算带轮包角11201604853.57)112280(1803.57)180121adddd（6.1.5计算带的根数1.计算单根V带的额定功率rP15由mmdd1121和min/1440rnm，查[1]表8—4a得kWP6.10根据min/1440rnm，5.21i和A型带查[1]表8—4b得kWP16.00查的[1]表8—5得95.0K，表8—2得99.0LK，于是kWkWKKPPPLr66.199.095.0)16.06.1((00）2.计算V带的根数Z4.566.19rcaPPZ取6根6.1.6确定带的初拉力和压轴力由表[1]表8—3得A型带单位长度质量mkgq/10.0，所以NNqvzvKPKFca216])44.8(10.044.8695.09)95.05.2(500[)5.2(50022min0）（应使带的实际初拉力min00)(FF压轴力最小值NNFzFP25532160sin216622sin)(2)(1min0min6.1.7带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT2002.带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（616孔）具体尺寸参照[1]表8—10图8—14确定。6.2齿轮传动（一）高速级齿轮传动6.2.1选择精度等级，材料及齿数1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.选小齿轮齿数251z，大齿轮齿数1004252522iz6.2.2齿轮强度设计1.选取螺旋角初选螺旋角β=14°2.按齿面接触强度设计按[1]式（10—21）试算，即3211)][(12HEHdttZZuuTKd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数6.1tK2）小齿轮的传递转矩由前面算得mmNmNT4110362.1062.1033）由[1]表10—7选取齿宽系数1d4）由[1]表10—6差得材料的弹性影响系数17218.189MPaZE。5）由[1]图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa6001limH；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5502limH。6）由式[1]10—13计算应力循环次数99291110415.0410659.110659.1)2830010(15766060NjLnNh7）由[1]图10—19取接触疲劳强度寿命系数97.01HNK，05.12HNK8）计算接触疲劳许用应力MPaMPasKHNH58260097.0][1lim11MPaMPasKHNH5.57755005.1][2lim229）由[1]图选取区域系数433.2HZ10）由[1]图10—26查的781.01，885.02则67.1885.0781.02111）许用接触应力MPaMPaHHH75.57925.5775822][][][21（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径td1，有计算公式得mmdt98.53)75.5798.189433.2(4567.1110362.106.123241182）计算圆周速度smndvt/63.110006057698.5314.3100060113）计算齿宽b及模数ntmmmmmdbtd98.5398.53111.22514cos98.53cos11zdmtntmmmhnt725.425.242.11725.498.53/hb4）计算纵向重合度98.114tan251318.0tan318.01zd5）计算载荷系数已知使用系数1AK，根据smv/63.1，7级精度，由[1]图10—8查的动载系数08.1VK；由表10—4查的42.1HK；由表10—13查得4.1FK；由表10—3差得2.1FHKK。故载荷系数84.142.12.108.11HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得mmmmKKddtt56.566.184.198.5333117）计算模数nm19mmzdmn2.22514cos56.56cos113.按齿根弯曲疲