二级减速器的带式输送机传动装置设计2精品

1、课程设计任务书课程名称：机械设计设计题目：带式输送机的传动装置设计1。传动系统示意图方案：电机一带传动一两级展开式圆柱齿轮（斜齿或直齿）减速器一工作机1电动机；2一带传动；3一圆柱齿轮减速器；4联轴器；5输送带；6一滚筒F=1.8KNV=1.1m/sD=350mm2.设计条件1 .工作条件：机械厂装配车间；两班制，每班工作四小时；空载起动、连续、单向运转，载荷平稳；2 .使用期限及检修间隔：工作期限为8年，每年工作250日；检修期定为三年；3.生产批量及生产条件:生产数千台，有铸造设备；4 .设备要求：固定；5 .生产厂：减速机厂。3.工作量1 .减速器装配图1号图1张；2 .零件图3张（箱体

2、或箱盖，1号图；轴，3号图）；3 .设计说明书一份约60008000字。一.传动方案简述2.1 传动方案说明2.1.1 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时,将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置

3、，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 电动机的选择2.2.1 电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机具效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机

4、，具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.2.2 已知条件皮带有效拉力F=2200N输送带工作速度V=0.9m/s输送带滚筒直径D=300mm2.2.3 选择电动机容量(1)工作机的有效功率PwFv22000.9Pw1.98kw10001000(2)由电动机至工作机的总效率刈带传动V-的效率1=0.940.97一对滚动轴承白效率2=0.980.995联轴器的效率4=0.990.995一对齿轮传动白效率3=0.960.983卷筒的传动效率5=0.940.97取1=0.96取2=0.98取3=0.99取4=0.97取5=0.96二143：、=0.960.

5、9840.990.9720.96=0.7923345(3)电动机所需的输出功率PdPd=曳=2.72Kw2.2.3电动机转速展开式二级圆柱齿轮减速器传动比:葭=8-40工作机卷筒轴转速:nw601000V=6。10000.9=57.3r/min二300i=2-3电动机转速可选范围:nd=iinw=(8-40)(2一-3)57.3=916.8-6876r/min2.2.4确定电动机的型号般同步转速取1000r/min或1500r/min的电动机。(1)电动机的主要参数电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min启动转矩额定转矩Y132S-63.010002.0960

6、2.02.3 总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比i=nm=960=16.7nw602.3.2各级传动比的分配iil.ill.iIII(1)V带传动的理论传动比i|可选范围24初取i|=2(2)两级齿轮传动的传动比iUi口=16.7/2=8.35(3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取iIIAiIII,可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但iIII过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在iII=(1.31.4)i中取。取，iI=，1.3iLriI又丁iU

7、皿=8.35.=3.3,i川=2.52.4各轴转速，转矩与输入功率2.4.1 各轴理论转速(1)小带轮转速n1=nm=960r/min(2)大带轮转速n1n2-ii变=480r/mim2(3)I轴nI2=480r/min(4)口轴n480nn=144.1r/miniII3.33(5)田轴n-144.11c.nm=57.6r/minim2.52.4.2各轴的输入功率(1)电动机Pd=2.72kwI轴P=Pdq1=2.72x0.96=2.61kw口轴Pn=PTf2n4=2.61m0.98m0.97=2.48kw(4)田轴Pm=P2n4=2.48m0.98父0.97=2.36kw(5)卷筒轴Pfe=

8、PiiT2刀3-=2.360.98x0.99=2.29kw2.4.3各轴的理论转矩(1)电动机Td=9.55父106且=9.55父106nd2.72x96027060Nmmt6P(2)I轴口=9.55父10L=51932N-mmn(3)口轴Tn=9.55x106-=164360N-mmn(4)田轴T1n=9.55乂106PB=391284N-mmn.轴号理论转速功率(kw)输入转矩传动比2.4.4各轴运动和动力参数汇总表(r/min)(N-mm)电动轴9602.72270602第I轴4802.61519323.33第II轴144.12.481643602.5第III轴57.62.3639128

9、4二、V带设计2.1 原始数据电动机功率一一Pd=2.72kw电动机转速nd=960r/minV带理论传动比i=22.2 设计计算(1) 确定计算功率Pca=Ka-Pd8年。根据双班制工作，每班4小时，空载启动，连续，单向运转，载荷稳定，工作期限查得工作系数Ka=1.0Pca=KAPd=1.02.72=2.72kw(2)选取普通V带带型根据Pca,n1确定选用普通V带A型。(3)确定带轮基准直径dd1和dd2a.初选小带轮基准直径dd1=75mm,m田#、士二dd1nl二100960b.验算市速v=5.03m/s6010006010005m/sV25m/s带的速度合适。c.计算dd2dd23d

10、di=2.100=200mm取dd2=200mm(4)确定普V带的基准长度和传动中心距根据0.7(ddWa2必加210mma03.33=79.2取795初选螺旋角Pt=14*按齿面接触强度设计计算公式:d1t一32Kiu+1ZeZh、2mm（由1P218式10-21）1 .确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数Kt=1.6小齿轮传递的转矩T1=T：=51930N-mm齿宽系数d=1.0材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/2区域系数Zh=2.43名值=0.76,602=0.9二i-1-二2=66应力循环次数Ni=60nijLh=604801(242508)=4.608108N2Nih4.

11、60810833=1.396108接触疲劳寿命系数Khni=0.94Khn2=0.98(由1P207图10-19)接触疲劳许用应力取安全系数Sh=1二H1KHN1；Hlim1S0.945701=513.8MPa-H2KHN2Hlim2S0.984001二392MPa二H535.83922=463.9MPa：1.23；h2取Lh1=463.9MPa2 .计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1td1tY：1.6519304.32.43189.82：一：()1.01.663.3463.9()2.d=二H=48.4mm(2)计算圆周速度anv-601000二48.4480601000=1.22m/s(3)

12、计算齿宽b及模数mntb=ddit=1.048.4=48.4mmd1tcos-mnt48.4cos1424=1.96h=2.25mnt=4.41mmb/h=11(4)计算纵向重合度坪匚：.=0.318dZtg-二0.3181.024tan14=1.90(5)计算载荷系数Kh=KaKvKhqKhP1使用系数KA根据电动机驱动得KA=1.02动载系数Kv根据v=1.22m/s、7级精度KV=1.103按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数KhP根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、4d=0.8、b=45.76mm,得Kh1=1.1614按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数KfP根据b/h=1

13、1、KhP=1.1615齿向载荷分配系数(a、心仪假设KaFt/b，100N/mm,根据7级精度，软齿面传动，得Kh=Kf=1.2.Kh=KaKvKhaKhP=1.0M.1M.2X1.161=1.533(6)按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d1d1=d1t3Kh/K；=48.43.1.533/1.6-47.71mm按齿根弯曲强度设计m32KTYmnmax2cos1确定计算参数(1)计算载荷系数K=KaKvKf，KfP=1.0M1.1M1.26M1.1=1.525(2)螺旋角影响系数Yp根据纵向重合系数i=1.90,得Yp=0.65(3)弯曲疲劳系数Kfn得Kfni=0.88KFN20.9

14、1(4)计算弯曲疲劳许用应力二F取弯曲疲劳安全系数S=1.4二F1Kfn1;FE10.88440=276.57MPa1.4二F2kKFN2-FE20.91330=214.5MPa1.4(5)计算当量齿数Zvi二24cos3:coS314=26.27,ZV2Z279cos3:coS51486.48,(6)查取齿型系数Y应力校正系数Y得YFa1=2.592YFa2=2.194Ysai=1.596Ysa2=1.797(7)计算大小齿轮的丫并加以比较HfYFa1YSa1=0.0150二F1YFa2YSa2=0.0184二F2比较匕1YSa147.71mmcos:cos13.261121.4=161.1

15、mmcos13.264计算齿轮宽度bb=dd1=1.048.90=48.90mm圆整后b2=4mmb1=54mm四、低速级齿轮传动设计选齿轮类、精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度;3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS=220接触疲劳强度极限二-h皿3=570MPa弯曲疲劳强度极限c-FE3-440Mpa大齿轮材料：45号钢正火HBS=190接触疲劳强度极限Hlim4=400MPa弯曲疲劳强度极限二-FE4=330Mpa4初选小齿轮齿数Z3=28大齿轮齿数Z4=Z3，i111H=2

16、82.5=705初选螺旋角0t=14*按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数Kt=1.6小齿轮传递的转矩T=164360N-mm齿宽系数d=0.8材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2区域系数Zh=2.43沁=0.78,2=0.86二.二二3；：4=1.64应力循环次数N3=60n2jLh=601441(242508)=1.38108N4Nih1.381082.5=5.52107接触疲劳寿命系数KHN3=0.98KHN4=1.02接触疲劳许用应力取安全系数Sh=1二H3KHN3Hlim3s0.985701=559.6MPa二H4KHN4Hlim41.02400=4

17、08MPa二HUh3Hh4=558.6408=483.3MPa取1HL483.3MPa2.计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1td3-32KtJ*!/hZE)2oh21.61633600.81.643.42.43189.8、2一()2.4483.3=80.11mm(2)计算圆周速度v=7rd3tn=0.60m/s601000(3)计算齿宽b及模数mntb=dd3t=0.880.11=64.088mmmntdcosI,3t=2.22Z3h=2.25mnt=2.252.2-5mmb/h=64.088/5.00=12.82(4)计算纵向重合度邪=0.318dZ3tg-t=1.776(5)计算载荷系数K

18、H=KaKVKHaKHp1.使用系数KA根据电动机驱动得KA=12 .动载系数Kv根据v=0.77m/s7级精度Kv=1.13 .按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数KhP根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、%=0.8b=73.82mm,得KHp=1.2974 .按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数KfP根据b/h=12.82KH=1.2975 .齿向载荷分配系数KHq、Kf(x假设Ka，F/bt；100N/mm,根据7级精度，软齿面传动，得Kh=Kf6=1.4Kh=KaKvKHaKHp=1X.1M.397X.2=1.776(6)按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d1d3=d3t

19、3KH/Kt=80.113.1.379/1.6=84.08mmkJUI11L三按齿根弯曲强度设计2KTrYBCOS2Pmn讨dZ30工1确定计算参数(1)计算载荷系数kK=KaKvKf：.Kf一:=1.871(2)螺旋角影响系数Yp根据纵向重合系数邓=1.776,得Yp=0.88(3)弯曲疲劳系数Kfn得Kfn3=0.90Kfn4=0.92(4)计算弯曲疲劳许用应力gf取弯曲疲劳安全系数S=1.4由1P205式(10-12)得二F30.90440=282.86MPa1.4二F4KFN40.92330=216.9MPa1.4(5)计算当量齿数ZV3Z328coS31coS314=30.65,ZV

20、4Z470coS3-coS314-76.63,(6)查取齿型系数Y应力校正系数Y由1P201表10-5得Yf,3=2.55Yf,4=2.234Ysb3=1.61YSa4=1.756(7)计算大小齿轮的YFaYSa并加以比较二FYFa3YSa3=0.01484二F3YFa4YSa4=0.018二F4比较YFa3YSa3S,故危险截面是安全的九.轴承专命计算1、减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。应留适项目轴承型号外形尺寸（mm）

21、dDB高速轴60/32325313中间轴6308409023低速轴631155120292、低速轴轴承寿命计算2.1预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为260天）。预期寿命Lh=2M260X8=16640h2.2寿命验算对轴承60/32的寿命计算：将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于Lh48000小时。根据【1】式16-2知其寿命计算为10660n(P)，查【1】附表1可知其径向基本额定动载荷为Cr=29.5kN,而球轴承取8=3,由上轴的校核计算得知其当量动载荷为Lh1二P=1.578kN,故带入公式得：其寿命为110629.560532.07(1

22、.578)3=204656.26h_48000h,满足要求。对轴承6308的寿命计算：将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于Lh48000小时。根据【1】式16-2知其寿命计算为10660n(P)，查【1】附表1可知其径向基本额定动载荷为Cr=47.8kN,而球轴承取e=3,由上轴的校核计算得知其当量动载荷为10647.8P=3.588kN,故带入公式得：其寿命为60133.7(3.578)3=297221.4h.48000h,满足要求。对轴承6311的寿命计算：将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于Lh48000小时。根据【1】式16-2知其寿命计算为10660n(P

23、)，查【1】附表1可知其径向基本额定动载荷为Cr=47.8kN,而球轴承取名=3,由上轴的校核计算得知其当量动载荷为_LhP=3.588kN,故带入公式得：其寿命为“10647.860133.7(3.5783)二297221.4h-48000h,满足要求。十.减速器的润滑与密封1、齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s,所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。2、润滑油牌号闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/so选用N220工业齿轮油。3、轴承的润滑与密

24、封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s,所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。4、减速器的密封减速器外伸轴的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。十一.减速器箱体及其附件1、箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。减