带式输送机课程方案一圆柱齿轮.docx

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带式输送机课程方案一圆柱齿轮

机械设计基础课程设计计算说明书

一、传动方案拟定…………………………………………………2

二、电动机的选择…………………………………………………2

三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………………3

四、运动参数及动力参数计算……………………………………3

五、传动零件的设计计算…………………………………………4

六、轴的设计计算………………………………………………10

七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………13

八、键的选择和校核计算………………………………………14

九、联轴器的选择………………………………………………15

十、润滑密封……………………………………………………16

十一、设计结果…………………………………………………17十二、参考文献…………………………………………………17

设计计算

一、传动方案拟定

1、工作条件：

使用年限8年，每年按300天计算，两班工作制，连续单向运转，载荷平稳。

环境温度20摄氏度。

2、原始数据：

滚筒圆周力F＝2.6KN；带速V＝1.45m/s；滚筒直径D＝420mm。

3、设计方案:

单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

方案简图：

图1带式输送机的传动装置简图

1、电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、皮带运输机

表1常用机械传动效率

机械传动类型

传动效率η

圆柱齿轮传动

闭式传动0.96—0.98<7-9级精度）

开式传动0.94—0.96

圆锥齿轮传动

闭式传动0.94—0.97<7-8级精度）

开式传动0.92—0.95

带传动

平型带传动

0.95—0.98

V型带传动

0.94—0.97

滚动轴承<一对）

0.98—0.995

联轴器

0.99-0.995

传动类型

选用指标

平型带

三角带

齿轮传动

功率

小<20）

中<≤100）

大<最大可达50000）

单级传动比

<常用值）

2--4

2--4

圆柱

圆锥

3--6

2--3

最大值

6

15

10

6--10

表2常用机械传动比围

二、传动系统的参数设计

<一）电动机选择

1、电动机类型的选择：

Y型三相异步电动机

2、电动机功率选择：

①传动装置的总功率：

查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为η带=0.95η轴承=0.98η齿轮=0.98η联轴器=0.99

η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η联轴器

=0.95×0.982×0.98×0.99×0.99

=0.876

②电机所需的工作功率：

Pd=FV/η滚筒.η传总

=2600×1.45/1000×0.96×0.876

=4.48kW

③确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×1.45/π×420

=65.97r/min

按课本推荐的传动比合理围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比围I’a=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选围为n筒=<6~24）×65.97=763.92~30556.68r/min

符合这一围的同步转速有1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

因此有三种传支比方案：

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min

按手册表推荐的传动比合理围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比I1=3～6。

取V带传动比I2=2～4，则总传动比围为I总=6～24。

n电动机=I总×n筒=（6～24>×65.97=395.8~1583.3r/min

符合这一围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

3、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。

其主要性能：

额定功率：

5.5kW，满载转速960r/min。

（二>计算传动装置的总传动比及分配各级传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/65.97=14.55

2、分配各级传动比

<1）根据指导书，取齿轮i带=3.3<单级减速器i=2~4合理）

<2）∵i总=i齿轮×i带

∴i带=i总/i齿轮=14.55/3.3=4.4

<三）运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速

nI=n电动机=960r/min

nII=nI/i带=960/3.3=290.9r/min

nIII=nII/i齿轮=290.9/4.4=65.97r/min

2、计算各轴的功率

PI=4.39kW。

PII=PI×η带=4.39×0.95=4.17kW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=4.17×0.99×0.96=3.96kW

3、计算各轴扭矩

T1=9550×Po/nI=9550×4.39/960=43.67N·m

TII=9550×PII/nII=9550×4.17/290.9=136.9N·m

TIII=9550×PIII/nIII=9550×3.96/65.97=573.26N·m

三、传动零件的设计计算

㈠.V带传动的设计计算

1>.确定计算功率Pc

由于每天工作时间T=16h，运输装置工作时有轻度冲击，由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA×P1=1.2×4.48kW=5.38kW

2>.选择V带的带型

根据Pca,n1由图8-10选择B型V带。

3>.确定带轮的基准直径dd1并验算带速υ

①由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm。

②按式<8-13）验算带速:

υ=πdd1nI/（60×1000>

=π×125×960/60000

=6.28m/s

因为5m/s<υ<30m/s,故带速合适。

4>.计算大带轮的基准直径dd2根据式（8-15a>则

dd2=i带×dd1=3.3×125=412.5mm查表8-3取dd2=400mm

5>.确定V带的中心距a和基准长度Lo

①根据式0.7（dd1+dd2>算得367.5

Lo≈2a+0.5π（dd1+dd2>+0.25（dd2-dd1>2/a

=2×600+0.5π×（125+400>+0.25×（400-125>2/600

=2056mm≈2000mm　　

6>.验算小带轮的包角α　

由包角公式α≈1800-（dd2-dd1>57.50/a

=1800-（400-125>×57.50/600=1540>1200

7>.计算带的根数z

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本[1]表15-7得 P0＝1.16KW

i≠1时单根V带的额定功率增量. △P0＝Kbn1（1-1/Ki>=0.036KW

查[1]表15-10，得Kα＝0.957；查[1]表15-12得KL＝1.06

Z＝PC/[（P0+△P0>KαKL]

＝5.24/[（1.16+0.036>×0.957×1.06]

＝4.31 

取Z＝5根

8>计算轴上压力

由课本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，单根V带的初拉力：

F0＝500PC/ZV<2.5/Kα-1）+qV2

＝500x5.24/5x5.63（2.5/0.957-1>+0.11x5.632

＝153.55kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ＝2ZF0sin（α1/2>

＝2×5×153.55sin（159.23°/2>

＝1519.7N

9>计算带轮的宽度B

B＝

＝<5-1）×15+2×10

＝80mm

10>大带轮结构设计

可知dd2>300mm,则选择轮辐式V带轮。

与大带轮相配的轴直径

大带轮可以采用轮辐式结构，带速>30m/s用铸铁HT150

轮槽宽度14×5=70

㈡.齿轮传动设计计算

<1）选择齿轮材料与热处理：

所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。

选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；

精度等级：

运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度

<2）按齿面接触疲劳强度设计

该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

设计公式为：

d1≥76.43[KT1（U+1>/φdu[σH]2>]1/3

①载荷系数K    查课本[1]表13-8 K＝1.2

②转矩TI   TI＝138210N·mm  

③解除疲劳许用应力

[σH]＝σHlimZNT/SH

按齿面硬度中间值查[1]图13-32

σHlim1＝600Mpa

σHlim2＝550Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：

按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N＝60njLh计算

N1＝60×290.9×8×300×16

＝6.7x108

N2＝N1/i齿＝6.7x109/4.4

＝1.52×108

查[1]课本图13-34中曲线1，得ZNT1＝1.04 ZNT2＝1.12

按一般可靠度要求选取安全系数SH＝1.0

[σH]1＝σHlim1ZNT1/SH

＝600x1.04/1

＝624Mpa

[σH]2＝σHlim2ZNT2/SH

＝550x1.12/1

＝616Mpa

故得：

[σH]＝605Mpa

④计算小齿轮分度圆直径d1

由[1]课本表13-9按齿轮相对轴承对称布置,

取   φd＝1.0  U＝4.4

由[1]课本表13-10得ZE＝189.8（N／mm2>1／2

将上述参数代入下式

d1≥76.43[KT1（U+1>/φdu[σH]2>]1/3

＝62.44mm

取d1＝65mm

⑤计算圆周速度

V＝nIπd1／<60×1000）

＝290.9×3.14×65／<60×1000）

＝0.99m／s

V＜6m／s   故取8级精度合适

<3）确定主要参数

①齿数 取Z1＝25

Z2＝Z1×i齿＝25×4.4＝110

②模数  m＝d1／Z1＝65／25＝2.6

         查模数标准表格，取m=3mm

③分度圆直径

d1＝mZ2＝25×3＝75mm 

d2＝mZ2＝110×3＝330mm

④中心距

a＝

＝<75+330）／2

＝202.5mm

⑤齿宽 

 b＝φd*d1＝1.0×65＝65mm

 取b2＝65mm  b1＝b2+5mm＝70mm

（4>校核齿根弯曲疲劳强度

①齿形系数YF

     查［1］课本表10.13  

      YF1＝2.65 YF2＝2.176

②应力修正系数YS

    查［1］课本表10.14

YS1＝1.59 YS2＝1.808

③许用弯曲应力[σF]

       [σF]＝σFlimYNT/SF

        由课本[1]图10.25  按齿面硬度中间值得

σFlim1＝240Mpa     σFlim2＝220Mpa

        由课本[1]图13-33  得弯曲疲劳寿命系数YNT：

YNT1＝YNT2＝1

         按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF＝1

 计算得弯曲疲劳许用应力为

[σF1]＝σFlim1YNT1/SF＝2