带式运输机的传动装置(二级圆柱齿轮减速器设计).docx
计算及说明第一章设计任务书§1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、原始数据输送带的有效拉力F=2500N输送带的工作速度v=.3ms输送带的滚桶直径d=300mm3、工作条件两班制工作，空载启动。载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示§1电动机的选择1.电动机容量选择=3.25R卬匕=3.25AW根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率pv_2500×1.31o1000设：轴对流滚动轴承效率。轴=0.99计算及说明7o为齿式联轴器的效率。%=099%i为8级齿轮传动的效率。¾=0.97筒输送机滚筒效率。简=096估算传动系统的总效率：=7o×成IX"京X筒=992X0.994×0.972X0.96=0.86工作机所需的电动机攻率为：pr=pV=32%=3.82RW/JCJKzY系列三相异步电动机技术数据中应满足:.p,"p,因此综合应选电动机额定功率P,”=以卬2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60v_60×1.3300×3.1482.8r/min方案号型号额定功率同步转速满载转速总传动比IV160M-4I1OKW1500146024.31Y601-611.0KW100097016.01卬方案比较通过两种方案比较可以看出：方案II选用电动机的总传动比为15.99,适合于二级减速传动，故选方案较为合理。Y1601-6型三相异步电动机额定功率为H.0kw,满载转速为970rmin,电动机中心高H=160m,轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：D=42mE=110mm§2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比："%=144%28=17.39.112=13?=1.3×17.39=4.75G=%="%75=366传动系统各传动比为：=0.86>r=3.82%卬卬82.8r/mi1=17.39:12=4.75'23=3.66计算及说明结果Z01=1,2=4.7523=3.66,Z4=1§3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：O轴电动机轴=1440HminPO=3.82kwT.=9550R=9550=25.33N加0“014401轴减速器中间轴%=?=1440/*minpy=p001=3.82×0.99=3.7818Z卬i°T1=Z01=25.33×1×0.99=25.0767TV/n2轴减速器中间轴f11440n2=303r/minp2=prn=3.7818X0.9603=3.63AiVi24.75T2=Ti212=25.0767×4.75×0.9603×0.97=114.36Vn3轴减速器低速轴n3=82.79Hminz233.66p3=p三23=3.63×0.9603=3.4859kwTi=T%3=114.393.660.9603=402N利4轴工作机n4=n3=82.79r/minp4=PEM=3.4859×0.9801=3.4165kw计算及说明结果轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速1440144030382.7982.79功率3.823.78183.633.48593.4165转矩25.3325.0767114.39402394联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比14.753.661传动效率0.990.96030.96030.9801T4=¾4734=402×1×0.9801=394Nm(单位：nr/min；PkW;TNm)各参数如左图所示第三章高速级齿轮设计一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB1oo95-88）3）材料选择。由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,二者材料硬差为40HBS。4）选取小齿轮齿数Z=17,大齿轮齿数：Z2=iZ=4.75X17=79.75取Z2=80o5）选取螺旋角。初螺旋角为B=14°§1按齿面强度设计1）确定公式内的各计算数值（1）试选Ki=1.6（2）由文献-图10-30得Zh=2.433(3)由文献【一】图10-30得:J=0.725;%=874=£川+£«2=1.595（4）计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×IO5×P1n1=95.5×105×3.7818/1440=2.5×IO4NmT-2.5IO3Nm计算及说明结果文献【一】表10-7得：d=(6)文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数Z£=189.6MP/由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限imi=600；大齿轮的疲劳强度极限*im2=550"&。(8)设每年工作时间按300天计算N1=J1h=60×970×1×(2×8×300×10)=2.7965×109M=2.7965X10%o.6ii()9-/4.jo(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数KHNI=°91；KHN2=°95(10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1。w1=KHN1yrHimi=。9X600MPa=540MPaw2=KHN2.%.2=。95×550MPa=465.02MPaSaH="匕J=502.5IMPa2)计算小齿轮分度圆直径dh=35.83/次，du35.83m?J2×1.6×2.5×1034.75÷1z2.433×189.8xoI××()V1×1.5954.75531.25(2)计算圆周的速度：V=MIg×35.83X144060x100060x1000=2.7%(3)计算齿宽b及模数mntb-ddu=1×35.83wz=35.83mnt4cos635.83×cos140_._-=2.045根机17mnt=2.045m计算及说明结果H=2.25mn,=2.045mmbh=35.834.6=7.789(4)计算重合度fi=O.318姒ZItan7=O.318x1x17Xtan14°=1.35(5)计算载荷系数K根据v=2.7mSs7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=I.10;由查得：Khb=141;KFB=13;KHa=KFa=14K=KAKVKHaKHfi=1×1.1×1.4×1.41=2.17K=21mm(6)按实际的载荷系数校正所算得的J1=35.83X，2.1%$加77=39.66帆74=39.66m?(7)计算模数Mnd,cos/739.66×cos140C“m11=mm=2.2ommnZ117mn=2.26m/n§2按齿根弯曲强度设计：叫"。s".2YdZaf1)确定计算参数(1)计算载荷系数K=KAKvKHaKFB=1×1.10×1.4×1.3=2.002(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得=0.89K=2.002加Z17(3)计算当量齿数：匕=Y=I8.61cosCOS14Z、80ScoZ1,1=18.61nur乙v211-cos3cos314°(4)查取齿形系数，由表10-5查得：1=2.97;%2=222Zr2=87.58/WJ/(5)查取应力校正系数，由表10-6得：%“=1.52;%2=1-77(6)由图10-2OC得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。FEiVOOMPa计算及说明结果大齿轮的弯曲疲劳强度极限2=380M.(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数Kfni=0.85,Kfn2=0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.46f1=KFMb阳="511OgMPa=30357MPas1.4rq1Kfn,Sff20.88x380oqqq,.dofJ2=2"=MPa=238.86MRzs.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。'"SH=2.97x1.52=0014871303.57丝这皿=2.22x1.77=01645大齿轮的数值大f.2238.862)设计计算m111.44twZ1=19Z2=91a=13mmj2×2.002×2.5×104×0.89×cos214°mnn×0.（）1645mm=1.AmmV1×172×1.595对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d=39.66mm来计算应有的齿数。于是由Z1=6662xc°sW=25,86¾Z1=19%2.5则Z2=Z1z12=19x4.75=914）几何尺寸计算1）计算中心距a=（4+Z?）吗=（19+91）x2=n3Icos2×cos14将中心距圆整为113mm2）按圆整后中心距修正螺旋角计算及说明结果=arcc°3凶=30*9+91）x2=13.23。1a2×185因用值改变不多，故参数m,kz7,z等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径物1=上'=39制"，=注=，1鼻=187,加CoSPcos13.230cos/7cos13.23°4）计算齿轮宽度b=ddx=1×39"仙=39nun圆整后取B2=40"BI=45twn5）结构设计第四章低速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度高，故用7级精度（GBI（X）95-88）3）材料选择。由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为280HBS,二者材料硬差为40HBS。4）选取小齿轮齿数Z=17,大齿轮齿数：Z2=iZ=3.66×17=62取Z2=62o5）选取螺旋角。初螺旋角为B=14°§1按齿面强度设计即：4,二3化必5（马立）2V£/4U%2）
