带式运输机传动装置方案(二展开式)

个人资料整理 仅限学习使用机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置的设计材料学院 系<院）09成型四班设计者：欧阳武光指导教师：刘琼2018年6月9日(长安大学材料学院 >个人资料整理 仅限学习使用机械课程设计课程设计任务书题目：带式运输机传动装置的设计带式运输机工作原理已知条件1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；2)使用折旧期；8年；3)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4)动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；运输带速度容许误差：±5%；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3设计数据数值参数运输带工作拉力F/KN4000运输带工作速度v/(m/s>11.6卷筒直径D/mm400注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。4.传动方案个人资料整理 仅限学习使用目 录个人资料整理 仅限学习使用一、传动装置的总体设计1、传动方案的确定在各个传动方案中选择 二级展开式圆柱齿轮减速器 ，其主要特点是：传动比一般为8～40，用斜齿、直齿或人字齿，其中高速级一般用斜齿，低速级可做成直齿，结构简单，应用广泛；它是二级齿轮减速器中应用最广泛的一种，齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度，高速级常用圆柱斜齿轮，低速级可用直齿轮。高速级齿轮布置应远离输入端，这样，轴的扭转变形将能减小轴的弯曲变形引起的载荷沿齿宽发布不均现象。用于比较平稳的场合。如下图为其传动方案简图：个人资料整理 仅限学习使用2、电动机的选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的——交流电动机。1) 电动机容量的选择1）工作机所需功率Pw由题中条件查询工作情况系数KA<[1]P187表7-3），查得KA=1.4设计方案的总效率n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本设计中的——联轴器的传动效率<2个），——齿轮的传动效率<2对），其中=0.99<两对联轴器的效率取相等）=0.98<123为减速器的3对轴承）=0.96<卷筒的一对轴承）=0.97<两对齿轮的效率取相等）==0.832）电动机的输出功率Pw=kA*Pd＝Pw/Pd＝7.711KW2． 电动机转速的确定由v=1.6m/s求卷筒转速nwV= =1.6=>n w=76.43r/minnd＝<i1’·i2’in）’nw因为二级圆柱齿轮减速器的传动比一般为8~40，故电动机转速的可选范围为：nm＝n*(8~40>＝<764.32～3821.6）r/min.综上所述,得出结论:符合这范围的电动机同步转速有1000、1500两种，通过对比选择同步转速为1000r/min 的较合适，故拟选用电动机类型为：个人资料整理 仅限学习使用=0.83Pd＝7.711KWnw=76.43r/minY160M-6——额定功率为 11KW，满载转速为 =970r/min由<[2]P167表12-1）查出电动机型号为Y160M-6,其额定功率为11kW，满载转速940r/min。基本符合题目所需的要求。电动机额定功满载转速堵转额定最大额定质量/型号率/KWr/min转矩转矩转矩转矩KgY160M-6,119702.02.0147三计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1．计算总传动比nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：＝n由电动机的满载转速m/nwnw＝76.43nm970r/mini＝12.692．合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以 i1＝<1.3-1.5）i2。因为i＝12.69，取i＝13，估测选取 i1=4.42i2=2.94速度偏差为0.5%，所以可行。3各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算<1）电动机转轴速度 n0=970r/min高速In1==970r/min中间轴IIn2==219.46r/min低速轴IIIn3==74.95r/min卷筒n4=74.95r/min。各轴功率其中,i1、i2依次为Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比<2）各轴功率：高速IPI=Pdη01=7.711×0.99×0.98=7.48kw；中间轴IIPII=PIη12=7.48×0.98×0.97=7.11kw；个人资料整理 仅限学习使用低速轴IIIP=Pη=7.11×0.98×0.97×0.96=6.49kw；IIIII23式中，Pd为电动机轴输出的功率，kw；PI、PII、PIII为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的输入功率；η01、η12、η23依次为电动机轴与I轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。<3）各轴转矩电动机转轴Td＝9550Pd/nm＝9550*7.711/970＝75.918N·m；高速IT=Tη01=75.918*0.99*0.98=73.655N·m；Id电动机型号Y160M-6传动比13i1=4.42i2=2.94各轴速度n0=970r/minn1=970r/minn2=219.46r/minn3=74.95rr/minn4=74.95rr/min各轴功率P1=7.48KwP2=7.11KwP3=6.49Kw各轴转矩Td＝75.918N·mT1=73.655N个人资料整理仅限学习使用中间轴IIT2=309.474TII=TIi1η12=73.655×4.42×0.98×0.97=309.474N·m低速轴IIIT=Tiη23=309.474×2.94×0.98×0.97×0.96=830.310N·m；ⅢII2式中，Td为电动机轴的输出转矩，；T、TII、TⅠⅢ为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的输入转矩.项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III转速<r/min970970219.4674.65）功率<kW）7.7117.487.116.49转矩<N·m）75.91873.655309.474830.310传动比114.422.94二、传动件的设计计算小齿轮传递的转矩。由前一节运动参数计算 ,己知TI=73.655N·m=7.3655 N·mmTII=309.474N·m=3.09 N·mmA高速齿轮的计算输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数7.48KW 970r/min 4.42 75.918N·mm 1.31．选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr<调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢<调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。见附录齿轮常用材料及选择原则2）精度等级选用 7级精度；3）试选小齿轮齿数 z1＝22，大齿轮齿数z2＝99的；2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按[1]P114式7-5计算，即dt≥2.32*3．确定公式内的各计算数值1）T2=309.474NT3=830.310N个人资料整理 仅限学习使用7级精度；z1＝22z2＝99（1）试选Kt＝1.3（2）选取尺宽系数φd＝1（3）查得材料的弹性影响系数

ZE＝189.8Mpa按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限（4）计算应力循环次数

σHlim2＝550MPa；(I 轴上小齿轮>9N1=60n1jLh=60×970×1×(2×8×300×8>=2.235×10(II轴上大齿轮>N2=60×219×1×(2×8×300×8>=5.046×108此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时（5）查得接触疲劳寿命系数ZN1＝0.90ZN2＝0.95（6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，S由[1]P120表7-9的1=KHNσHlim/S=0.90*600MPa=540Mpa112=KHN2σHlim2/S=0.95*550MPa=522.5MPa由[1]P118式7-8a得2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t个人资料整理 仅限学习使用d1t≥（2）计算圆周速度V= =3.14×57.775×970/(60×1000>=2.93m/s（3）计算齿宽b及模数mb1=φdd1t=1×57.775mm=57.775mmm===2.626mmt1h1=2.25mt1=2.25×2.626=5.91mm=9.784）计算载荷系数K由[1]P111表7-3已知载荷平稳，所以取KA=1t＝1.3φd＝1N1=2.235×109N2=5.046×108ZN1＝0.90ZN2＝0.95S＝11＝540Mpaa2＝522.5MPd1t=57.775mm=2.93m/sb=57.775mmm=2.626mmh=5.91mmb/h=9.78个人资料整理 仅限学习使用KA=1根据v,7级精度，查得动载系数Kv1=1.10；查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同，查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KHBKHB1=1.417再根据齿宽与齿高之比,查得按弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数[1]P表7-5查得FB1=1.32查得Ha11。113KK=K=故:载荷系数1A1V1Ha1Hβ1=1×1.07×1×1.308=1.559K=KKKK（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，d1=由于试选的糸数与实际载荷糸数十分相近,不必校正.d1=d1t=61.382(6>计算模数nn1==61.382/22=2.79mm4．按齿根弯曲强度设计由[1]P117表7-7m1）确定计算参数由[1]P123图7-16查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=420MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=340MPa由[1]P126图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数YN1=0.86，YN2=0.89,计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.3查[1]P143表7-13得[σF1]=<Y1*NσF1）/S==258Mpa[σF2]=<YN2*σF2）/S==216.14Mpa（1）计算载荷系数11111K=KKKK1A1V1Fa1Fβ1=1×1.10×1×1.32=1.452（2）查取应力校正系数由表[1]P116表7-7查得=2.72，=1.57=2.18，=1.79计算大、小齿轮的并加以比较KHB1=1.417KFB1=1.32K =KHα=1.1HαK=1.559个人资料整理 仅限学习使用d1=61.382mmm=2.79YN1=0.90YN2=0.93S=1.3[σF1]=258Mpa[σF2]216=.14MpaK=1.452Ysa1=2.72Ysa2=1.57=2.18=1.792.72*1.57/258=0.016552.18*1.79/216.4=0.01805大齿轮的数值大，所以取 0.018052）设计计算≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m=2.0mm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取已可满足齿根弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按前面接触疲劳强度算得的分度圆直径d来计算应有的齿数。于是由=61.382/2=30.691 取Z1=31，则Z2=i12Z1=31×4.42 1375．几何尺寸计算1）计算中心距d1=z1m1=31*2=62mm d 2=z2m1=137*2=274mm=<62+274）/2=168mm2）计算齿轮宽度=1×62mm=62mm。个人资料整理 仅限学习使用圆整后取BB2=62mm，1=67mm3）由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2626731大齿轮227462137低速齿的轮计算输入功率7.11KW

小齿轮转速219.46r/min

齿数比 小齿轮转矩2.94 309.474N·m

载荷系数1.31．选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr<调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢<调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。=0.01655=0.01805m=2.0Z1=31Z2=137d1=62d2=274a=168B1=62mmB2=67mm个人资料整理 仅限学习使用2）精度等级选用 7级精度；3）试选小齿轮齿数 z1＝24，大齿轮齿数 z2＝71的；2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算[1]P114式7-5试算，即d1t≥确定公式内的各计算数值1）试选Kt＝1.3[1]P1262）由[1]P118表7-8选取尺宽系数φd＝1（3）由[1]P115表7-6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（4）由[1]P122图7-15d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（5） 由[1]P118式7-9计算应力循环次数8(II 轴上小齿轮>N3=N2=5.046×108(III 轴上大齿轮>N4=60×75×1×(2×8×300×8>=1.728×10此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时（6）由[1]P126图7-18查得接触疲劳寿命系数ZN3＝0.95；ZN4＝1.07（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1％，安全系数S＝1，由[1]P118式7-8a得[бH]3=KHN3*σHlim1/S=0.95*600MPa=570Mpa[ бH]4=KHN4*σHlim2/S=1.07*550MPa=588.5Mpa计算（8）试算小齿轮分度圆直径 d1td3t≥1>计算圆周速度V

=

=3.14×39.101×219.46/(60

×1000>=0.74491m/s34计算齿宽b及模数mb3=φdd3t=1×39.101mm=39.101mmm=1.629mmt3==7级Z1＝24Z2＝71Kt＝1.3φd＝1个人资料整理 仅限学习使用ZE＝189.8MpaσHlim1＝600MPaσHlim2＝550MPaN3==5.046×10N4=1.728×108ZN3＝0.95ZN4＝1.07

8[бH]3=570Mpa[бH]4=588.5Mpad3t=39.101V34=0.4491m/sb3=39.101mmmt3=1.629mm==10.673)计算载荷系数K由[1]P111表7-3已知载荷平稳，所以取KA=1根据v,7级精度，由由[1]P111图7-8查得动载系数Kv3=0.9