带式输送机传动装置课程设计报告书.docx

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带式输送机传动装置课程设计报告书

一、设计题目

带式输送机传动装置课程设计

1、传动装置简图；

2．课程设计任务：

已知二级减速器，运输机工作转矩T/（N.m）为620N.m，运输带工作速度0.9m/s,卷阳筒直径:

360mm.工作条件：

连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为8年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差±5％。

二、电动机的选择

1、按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。

2、计算功率

=Fv/1000=

=

=3.1Kw

系统的传动效率

机构

V带传动

齿轮传动

滚动轴承（一对）

联轴器

卷筒传动

效率

0.90

0.98

0.98

0.99

0.96

符号

所以：

＝0.92

0.98

0.98

0.98

0.98

0.98

0.98

0.99＝0.82

其中齿轮为8级精度等级油润滑

所以Pd=Pw/η＝3.8kw

确定转速

圏筒工作转速

＝

=

=47.77转

二级减速器的传动比为7.1

50（调质）

所以电动机的转速范围339.4

2390

通过比较，选择型号为Y132S-4其主要参数如下：

电动机额

定功率P

电动机满

载转速nm

电动机伸

出端直径

电动机伸出

端安装长度

5.5kw

1440（r.min-1）

38mm

80mm

三、传动比的分配及转动校核

总的转动比:

i=

=

=30.1

选择带轮传动比i1=3，一级齿轮传动比i2=3.7,二级齿轮传动比i3=2.9

7、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率

作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。

0轴（电动机）输入功率：

=5.5kw

1轴（高速轴）输入功率：

=5.5

0.92=5.06kw

2轴（中间轴）的输入功率：

=5.5

0.92

0.98

0.98×=4.86kw

3轴（低速轴）的输入功率：

=5.5

0.92

=4.62kw

4轴（滚筒轴）的输入功率:

=5.5

0.92

0.99×0.96=4.484kw

8、各轴输入转矩的计算：

0轴（电动机）的输入转矩：

=

=36.47

N

mm

1轴（高速轴）的输入转矩：

=

=100.67

N

mm

2轴（中间轴）的输入转矩：

=

=357.66

N

mm

3轴（低速轴）的输入转矩：

=

=986.38

N

mm

4轴（滚筒轴）的输入转矩:

=

=957.35

N

mm

轴编号

名称

转速/（r/min）

转矩/（N.mm）

功率/KW

电动机转轴

1440

3.647×

5.5

高速轴

480

1.0067×

5.06

中间轴

129.73

3.5766×

4.86

低速轴

44.73

9.8638×

4.62

卷筒轴

44.73

9.5735×

4.484

四、三角带的传动设计

确定计算功功率

1．由[课]表8-6查得工作情况系数

=1.2，故

=1.2

5.5=6.6kw

2.选取窄V带类型

根据

由[课]图8-9确定选用SPZ型。

3．确定带轮基准直径

由[2]表8-3和表8-7取主动轮基准直径

=80mm

根据[2]式（8-15），从动轮基准直径

。

=3

80=240mm

根据[2]表8-7取

=250mm

按[2]式（8-13）验算带的速度

=

=6.29m/s<25m/s带的速度合适

4．确定窄V带的基准长度和传动中心距

根据0.7（

+

）<

<2（

+

），初步确定中心距

=500mm

根据[2]式（8-20）计算带的基准长度

2

+

（

+

）+

=2

500+

（250+80）+

=1532.55mm

由[2]表8-2选带的基准长度

=1600mm

按[2]式（8-12）计算实际中心距

+

=400+

=533.73mm

5.演算主动轮上的包角

由[2]式（8-6）得

+

=

+

=

>

主动轮上的包角合适

6．计算窄V带的根数

由

=1440r/min

=80mm

=3查[课]表8-5c和[课]表8-5d得

=1.60kw

=0.22kw

查[课]表8-8得

=0.95

=0.99，则

=

=3.856

取

=4根。

7．计算预紧力

查[课]表8-4得

=0.065Kg/m,故

=550.3N

8．计算作用在轴上的压轴力

=

=4346.38N

9.带轮结构设计略。

五、齿轮传动的设计

㈠高速级齿轮传动的设计

选择齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为40HBS.

减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为

=14°

初选小齿轮齿数为2。

那么大齿轮齿数为81。

3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。

设计公式：

≥

确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,,

=0.765,,

=0.945.

=0.765+0.945

=1.710

由表查得齿宽系数

＝1.0。

查表得：

材料弹性影响系数ZE=189.8

再按齿面硬度查得：

小齿轮得接触疲劳强度极限

＝590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：

＝560MPa.

由计算公式：

N=

算出循环次数：

＝60×480×1×（2×8×8×300）

＝2.76×

=

=4.38×

再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数

=0.94,

=1.05.

计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1％。

=0.94×590=554.6Mpa

=1.05×560=588Mpa

=571.3MPa

4、计算小齿轮分度圆直径

由计算公式得：

≥53.87mm

=199.32mm

计算小齿轮圆周速度：

v＝

=1.35m/s

计算齿宽b及模数m.

b=

齿高:

h=

=2.25×2.376=5.346mm

=10.08

计算纵向重合度：

＝0.318×1×22×tan14°

＝1.744

计算载荷系数K

已知使用系数

=1

已知V＝1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数

=1.05

由表查得：

的计算公式：

＝1.12＋0.18（1＋0.6）＋0.23×

53.87

＝1.42

再由表查的：

=1.33,

=1.2

公式：

=1×1.2×1.05×1.42

=1.789

再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径：

=55.91mm

计算模数：

=

=2.466mm

5、再按齿根弯曲强度设计：

设计公式：

确定计算参数：

计算载荷系数：

　=1×1.05×1.2×1.33

=1.676

根据纵向重合度：

＝1.744，从表查得螺旋角影响系数

=0.88

计算当量齿数：

=24.82

=86.87

由[课]表10－5查取齿形系数

=2.63,

=2.206

查取应力校正系数

=1.588，

=1.777

再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：

＝500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限

＝380MPa

再由表查得弯曲疲劳系数：

=0.85,

=0.9

计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：

S=1.35

=

=314.8Mpa

=

=253.3MPa

计算大，小齿轮的

，并加以比较：

=0.01327

=0.0155

大齿轮的数值大，选用大齿轮

=0.0155

设计计算：

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数

大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数

=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径

=53.87mm来计算齿数：

=

=26.1

取

＝26

则

=97

6、几何尺寸计算：

计算中心距：

将中心距圆整为：

127mm

按圆整后中心距修正螺旋角：

因

的值改变不大，故参数

等不必修正。

计算大小齿轮分度圆直径：

=53.69mm

=200.3mm

计算齿轮宽度：

=1×53.69=53.69mm

取

=54mm,

=60mm

8、高速级齿轮传动的几何尺寸

名称

计算公式

结果/mm

法面模数

mn

2

面压力角

αn

20o

螺旋角

β

14.4o

分度圆直径

d1

53.69

d2

200.3

齿顶圆直径

da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×2

57.69

da2=d2+2ha*mn=200.3+2×2

204.3

齿根圆直径

df1=d1－2hf*mn=53.69－2×1.25×2

48.69

df2=d2－2hf*mn=200.3－2×2×1.25

195.3

中心距

a=mn（Z1+Z2）/（2cosβ）

127

=2×（22+81）/（2cos14.4o）

齿宽

b2=b

54

b1=b2+（5～10）mm

60

3、齿轮的结构设计

小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。

大齿轮采用腹板式结构。

代号

结构尺寸计算公式

结果/mm

轮毂处直径D1

D1=1.6d=1.6×45

72

轮毂轴向长L

L=（1.2～1.5）d≥B

54

倒角尺寸n

n=0.5mn

1

齿根圆处厚度σ0

σ0=（2.5～4）mn

8

腹板最大直径D0

D0=df2－2σ0

216

板孔分布圆直径D2

D2=0.5（D0+D1）

144

板孔直径d1

d1=0.25（D0－D1）

35

腹板厚C

C=0.3b2

18

（二）、低速齿轮机构设计

1、已知

＝129.73r/min

2、选择齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为40HBS.

减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为

=14°

初选小齿轮齿数为28。

那么大齿轮齿数为81。

3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。

设计公式：

≥

确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,

=0.768,,

==0.945

=0.789+0.945

=1.713

选齿宽系数

＝1.0。

查表得：

材料弹性影响系数ZE=189.8

再按齿面硬