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1、带式输送机传动系统设计说明书题目二级圆柱齿轮减速器的设计工程技术系专业班完成人学号同组人指导老师完成日期年月日第一章 设计任务书 1 1 设计任务 1第二章 传动系统方案的总体设计 1 1 电动机的选择 1 2 传动比的分配 2 3传动系统的运动和动力学参数设计 3第三章 高速级齿轮设计4 1 按齿面强度设计 4 2 按齿根弯曲强度设计 6第四章 低速级齿轮设计 8 1按齿面强度设计 8 2按齿根弯曲强度设计 10 3结构设计 12 4斜齿轮各参数的确定 13第五章各轴设计方案14 1中间轴的设计及轴承的选取 14 2中间轴的受力和弯矩图及计算 16 3高速轴的设计 19 4高速轴的设计 20
2、 5各轴图示与标注 21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=m s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Pw 3.25kw1 .电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率pv 2500 1.3 Pw3.25kw1000 1000设：轴一对流滚动轴承效率。轴-计
3、算及说明结果01为齿式联轴器的效率。01 一齿为8级齿轮传动的效率。输送机滚筒效率。估算传动系统的总效率:24201轴齿筒0.9920.9940.9720.96 0.86工作机所需的电动机攻率为:Pr3.253 82kw0.86 3.82kwPr0.863.82 kw丫系列三相异步电动机技术数据中应满足：。Pm Pr，因此综合应选电动机额定功率Pm 4kw2、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82.8r min60v60 1.3.nw 82.8 r minD300 3.14方案比较方案号型号额定功率同步转速满载转速总传动比IY160M415001460nY160L 61
4、000970ii12i2317.394.753.66通过两种方案比较可以看出：方案U选用电动机的总传动比为，适合 于二级减速传动，故选方案U较为合理。Y160L 6型三相异步电动机额 定功率为，满载转速为970r/min,电动机中心高H=160mm,轴伸出部分 用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：D=42mm、E=110mm 2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比:i %144082.8 亿39.1i12J1.3i1.3 17.39 4.75 i23/173盯3.66/Ii2/4. 75传动系统各传动比为：计算及说明结果ioi 1,ii2 4.75,i233.66,i41 3传动系统的运
5、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：0轴电动机轴no 1440 r minpo3.82kwp3 82To 9550955025.33N ?mn014401轴减速器中间轴n1n。i 011440 r minp1P0 013.82 0.993.7818kwT1T0 i 01 0125.33 1 0.9925.0767N ?m2轴-减速器中间轴1440n?303 r minP2P1 123.78180.9603i124.75T2i12 1225.07674.750.96030.97114.36N ?m3轴-减速器低速轴“3n?30382.79r mini233.66P3P2
6、233.63 0.96033.4859kwT3T2i23 231 14.39 3.660.9603402N ?m4轴-工作机n4n3 82.79 r minP4P3343.4859 0.98013.4165kw3.63kw计算及说明轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速14401440303功率转矩402394联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比11传动效率T4 T3i34 34402 10.9801394N?m（单位：n r 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
7、不高，故用 7级精度（GB10095-88）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40HBS4）选取小齿轮齿数 Z1=17,大齿轮齿数：Z2=iZ1=x 17=取 Z2=80o5）选取螺旋角。初螺旋角为B =14 1按齿面强度设计Ti=x 103Nm即：dit 严tTl?U 1(ZhZe)2ld auH1)确定公式内的各计算数值(1)试选Kt=(2)由文献【一】图10-30得ZH=(3)由文献【一】图10-30得：a1； a2aala21 .595(4)计算小齿轮传递的转矩Ti 95.5 105 X Pi/ni=x 105X
8、1440=X 104Nm计算及说明结果(5) 文献【一】表10-7得:1(6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数Ze 189.6MPa 2(7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ;大齿轮的疲劳强度极限Hlim2 550MPa 。(8) 设每年工作时间按300天计算9N160n 1 jLH 60 970 1 (2 8 300 10)2.7965 109 fN22.7965 10/560.61 109(9) 由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1.91；Khn2 0.95(10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1
9、。hiH】2hKHN1 ? H limlSKHN2 ? H lim 20.9 600MPa 540MPa0.95 550MPa 465.02MPa502.51MPad1t 35.83mm2) 计算(1)小齿轮分度圆直径ditd1t2 1.6 2.5 1034.75 11 1.5954.75(2.433 189.8)2 (531.25)35.83mm(2)计算圆周的速度:35.83 144060 100060 10002.7(3)计算齿宽b及模数mntv 2.7 TSmnt 2.045mmb dd1t 1 35.83mm35.83mmditcos35.83 cos14_mnt2.045mmZi1
10、7计算及说明结果H=2.045mmb/h=(4) 计算重合度0.318dZ, tan0.318 1 17 tan 14 1.352.17mm(5) 计算载荷系数K根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数K/=;由d139.66 mm查得：Khb =；Kfb =;KHa=KFa=KKAKVKHaKH1 1.1 1.4 1.41 2.17(6) 按实际的载荷系数校正所算得的35.83d1 d1ty2.6mm 39.66mmmn2.26mm(7) 计算模数Mnmnd1 cos39.66 cos14017mm 2.26mm 2按齿根弯曲强度设计:2kT1Y cos2mn 3_
11、2I d厶?YFaYsa f2.002mm1)确定计算参数 (1)计算载荷系数K KAKVKHaKF1 1.10 1.4 1.3 2.002Z v118.61mm(2)根据纵向重合度，从图10-28查得Y 0.89(3)计算当量齿数：Zv1cos3co；。1861Zv287.58mmZv2W鬻 87.58cos cos 14(4)查取齿形系数，由表10-5 查得：YFa1 2.97；YFa22.22(5) 查取应力校正系数，由表10-6得：Ysai 1.52; Ysa2 1.77(6) 由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c FEi=500MPa计算及说明结果大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe
12、2 380MPa.(7) 由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFni=,KFn2=(8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=KFn1 Fe10.85 500fi Fe1MPa 303.57MPas1.4K fn 2 fe2 0.88 380F2fn2 FE2MPa 238.86MPas1.4(9) 计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。丫Fal ySa1fi2.97 1.52303.570.01487YFa2 ySa2_F 22.22_1.77238.860.01645大齿轮的数值大mn1.44mmmn0.01645mm 1.44mm2 )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 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 di=39.66mm来计算应有的齿数。于是由d1 cosmn66.62 cos1402.525.86取乙19乙Z2 a1991113mm则 Z2 乙i1219 4.7591
