带式输送机传动装置课程设计.docx

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1、带式输送机传动装置课程设计1.传动装置的总体方案设计1.1传动装置的运动简图及方案分析1.1.1运动简图输送带工作拉力kM/F6.5输送带工作速度/v(1m-?s)0.85滚筒直径mm/D3501.1.2方案分析该工作机有稍微振动，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，能够采用V带这种简单的构造，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宽分布不均现象。

2、原动机部为Y系列三相沟通异步电动机。总体来讲，该传动方案知足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还构造简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.2电动机的选择1.2.1电动机的类型和构造形式电动机选择Y系列三相沟通异步电动机，电动机的构造形式为封闭式。1.2.2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。在一般机械设计中，优先选用同步转速为1500或1000min/r的电动机。这里选择1500min/r的电动机。1.2.3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PW=1000FV=KW31000108

3、5.05.6?=5.25kW2.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。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=?=kWkWPW58.684.0525.5Pd=取kW5.7Pd=查表1.186得选择Y132M4型电动机电动机技术数据如下：额定功率kW)：kW5.7满载转速r/min):r/min1440额定转矩)/mN：mN/2.2最大转矩)/mN：mN/2.2运输

4、带转速min/4.4635.014.385.06060rDvnw=?=1.3计算总传动比和分配各级传动比1.3.1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?=211.3.2分配各级传动比总传动比314.461440/=wmnni初选带轮的传动比5.21=i，减速器传动比4.125.231=i取高速级齿轮传动比2i为低速级齿轮传动比3i的1.3倍，所以求的高速级传动比2i=4，低速级齿轮传动比3i=3.11.4计算传动装置的运动参数和动力参数1.4.1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1,2,3轴。min/5

5、76min/5.2144011rrinnm=min/144min/4576212rrinn=min/5.46min/1.3144323rrinn=43nn=1.4.2计算各轴的输入功率kWkWppd25.695.058.611=?=?=kWkWpp06.698.099.058.63212=?=?=kWkWpp88.598.099.006.63223=?=?=kWkWpp76.599.099.006.64234=?=?=1.4.3计算各轴的输入转矩mNmNnpT?=?=62.10357625.695509550111mNmNnpT?=?=90.40114406.69550955022I2mNmN

6、npT?=?=61.12075.4688.595509550333传动装置参数见表122.传动零部件的设计计算2.1带传动2.1.1确定计算功率并选择V带的带型1.确定计算工率cap由表2888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2图811选用A型。2.1.2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2表87和表89，取小带轮的基mmdd1121=。2.验算带速v。按2式813验算带的速度smsmndvmd/44.8/100060144011214.31000601=?=?=由于smvsm/30/5初定

7、中心距为mma5000=。2.由2式822计算所需基准长度mmmmaddddaLddddd16305004)112280()280112(214.350024)()(2222001221=?-+?+?=-+=由2表82选带轮基准长度mmLd1640=。3.按2式823计算实际中心距a。mmmmLLaadd505)2)16301640(500(200=-+=-+中心距的变化范围为mm553481。2.1.4验算带轮包角1?-=-1202104853.57)112280(1803.57)180121adddd2.1.5计算带的根数1.计算单根V带的额定功率rP由mmdd1121=和min/1440

8、rnm=，查2表84得kWP6.10=根据min/1440rnm=，5.21=i和A型带查2表85得kWP16.00=?查的2表86得95.0=K，表82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2.1.6确定带的初拉力和压轴力由表2表83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NNF

9、zFP25532160sin216622sin)(2)(1min0min=?=2.1.7带轮的构造设计1.带轮材料确实定大小带轮材料都选用HT2002.带轮构造形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式6孔详细尺寸参照2表810图814确定。大带轮构造简图如图21图212.2齿轮传动一高速级齿轮传动2.2.1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，参考2表10-6，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=?=

10、?=iz2.2.2齿轮强度设计1.选取螺旋角初选螺旋角=142.按齿面接触强度设计按2式1024试算，即3211)(12HEHdttZZuuTKd1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2表107选取齿宽系数1=d4由2表105差得材料的弹性影响系数218.189MPaZE=。5由2图1025d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲惫强度极限MPa6001limH=；大齿轮的接触疲惫强度极限MPa5502limH=。6由式21013计算应力循环次数99291110415.0410659.110659.1)283

11、0010(15766060?=?=?=?=NjLnNh7由2图1023取接触疲惫强度寿命系数97.01=HNK，05.12=HNK8计算接触疲惫许用应力MPaMPasKHNH58260097.01lim11=?=MPaMPasKHNH5.57755005.12lim22=?=9由2图选取区域系数433.2=HZ10由2图1026查的781.01=，885.02=则67.1885.0781.021=+=+=11许用接触应力MPaMPaHHH75.57925.577582221=+=+=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.

12、1110362.106.123241=?2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=?zdmtntmmmhnt725.425.2=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2图108查的动载系数08.1=VK；由表104查的42.1=HK；由表1013查得4.1=FK；由表103差得2

13、.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1010a得mmmmKKddtt56.566.184.198.533311=7计算模数nmmmzdmn2.22514cos56.56cos11=?=3.按齿根弯曲疲惫强度设计由1式101732121cos2FSaFadnYYzYTKm?1确定计算参数1计算载荷系数81.14.12.108.11=?=FFVAKKKKK2计算纵向重合度98.1=，从1图1028查的螺旋角影响系数88.0=Y3计算当量齿数37.2714cos25cos3311=?=zzv47.1091

14、4cos100cos3322=?=zzv4查齿形系数由1表105查得62.21=FY；18.22=FY5查取应力校正系数由1表105查得59.11=SY；79.12=SY6由1图1020c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限MPaFE5001=；大齿轮的弯曲疲惫极限MPaFE3802=7由1图1018取弯曲疲惫寿命系数87.01=FNK，9.02=FNK8计算弯曲许用应力取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式1(1012)得MPaSKFEFNF71.3104.150087.0111=?=MPaSKFEFNF29.2444.13809.0222=?=9计算大小齿轮的FSaFaYY0134.071.31059.

15、162.2111=?=FSaFaYY016.029.24479.118.2222=?=FSaFaYY大齿轮数值大。2设计计算mmmn68.1016.067.125114cos88.010362.1081.123224=?由接触疲惫强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算的模数。取0.2=nm以知足弯曲疲惫强度。为同时知足接触疲惫强度需按接触疲惫强度算得的分度圆直径56.561=d计算齿数。44.27214cos56.56cos11=?=mdz取271=z，则1082742=?=z2.2.3几何尺寸计算1.计算中心距mmmmmzzan18.13914cos22)10827(cos2)(21=?+=+=将中心距圆整为140mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角?=?+=+=36.151402210827arccos)(arccos21zamzzn因值改变不大故参数HZK,，不必修正。3.计算大小齿轮分度圆直径mmmmmzdn5636.15cos227cos11=?=mmmmmzdn22436.15cos2108cos22=?=