式带输送机传动系统设计-机械设计任务书--大学毕设论文.doc

台 州 学 院机械设计课程设计任务书班级14材料成型学号1436230010姓名陈坚设计题目：带式输送机传动系统设计设计任务：设计带式输送机的传动装置。要求传动系统中含有普通V带传动及单级斜齿圆柱齿轮减速器。减速器设计寿命为8年（每年按250个工作日算）。工作条件：运输机载荷平稳，单向运转，两班工作（每班按8h计算）。传动方案简图：D设计数据：输送带工作拉力F为 2.1 （KN）； 输送带工作速度V为 2.4 （m/s），允许误差为5%； 卷筒直径D为 320 （mm），效率为0.95；设计工作量：1.减速器装配图一张（A1）； 2.零件图2张； 3.设计说明书1份。 带式输送机传动系统设计解：选择电动机。选择电动机类型。按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。选择电动机容量。工作机所需的功率其中，带式传输机的效率电动机的输出功率。其中为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括V带传动、一对齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率。值计算如下：由表查得V带传动效率，一对齿轮传动效率，一对滚动球轴承效率，联轴器效率，因此所以根据选取电动机的额定功率=（11.3）=67.8KW并由表10-78差得电动机的额定功率为。选择电动机的转速。先计算工作装置主轴的转速，也就是滚筒的转速，即根据表3-1确定传动比的范围，取V带传动比24，单级圆柱齿轮传动比=35，则总传动比i的范围为620电动机的转速范围应为（620）143.2=859.22864在这个范围内的电动机的同步转速有1500r/min和1000r/min两种，综合考虑电动机和传动装置的情况再确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，选择同步转速为1500r/min。根据表10-78确定电动机的型号为Y132M-4,其满载转速min。（2）计算总传动比并分配各级传动比。计算总传动比：分配各级传动比。为使带传动的尺寸不至于过大，满足，可取，则此轮传动比（3）计算传动装置的运动和动力参数。各轴的转速 各轴的功率各轴的转矩：计算结果参数轴名电动机轴轴轴滚动轴转速n/(r/min)1440480144.14144.14功率P/kW7.57.1256.846.64转矩T/（NM）49.7141.8453.2439.9传动比33.331效率0.950.970.99V带设计1. 确定计算功率由表88查得工作情况系数，故2. 选择V带的带型根据 由图8-11选用A型。3. 确定带轮的基准直径并验算v1) 初选小带轮的基准直径，由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径。2) 验算带速v。因为5m/sv30m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径根据表8-9，取标准值为4.确定V带的中心距a和基准长度1）根据式（8-20），初定中心距。2）由式（8-22）计算所需的基准长度由表8-2选带的基准长度3）由式（8-23）计算实际中心距a按式（8-24），中心距的变化范围为517604mm。5.验算小带轮上的包角6.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由和查表8-4得根据，查表8-5得查表8-6得,表8-2得,于是3) 计算V带的根数z取4根。7.计算单根V带的初拉伸力由表8-3得A带型的单位长度质量0.105kg/m，所以8.计算压轴力1494N9.带轮结构设计10.主要设计结论选用A型普通V带4根，带基准长度1940mm。带轮基准直径a=517604mm。单根带初拉力齿轮传动方案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，压力角取为。（2） 初选螺旋角为（3） 带式输送极为一般机器，选用7级精度。（4） 材料选择，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（5） 选用小齿轮齿数,大齿轮齿数,取。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径，即：1） 确定公式中的各参数值。 试选载荷系数 由图10-20查区域系数 计算接触疲劳强度用重合度系数 由式（10-23）可得螺旋角系数Z 计算接触疲劳许用应力。 由图10-15d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式（10-15）计算应力循环次数: 由图10-23查取接触疲劳寿命系数。 去失效概率为1、安全系数S=1，由式(10-24)得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 小齿轮传递转矩。 2）试算小齿轮分度圆直径 （2） 调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数的数据准备。 圆周速度v。 齿宽b。 2） 计算实际载荷系数KH。 由表10-2查得使用系数KA=1。 根据v=1.05m/s、7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.05。 齿轮的圆周力 查表10-3得齿轮间载荷分配系数KH=1.2。 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.474。则载荷系数为=KAKVKHKH=3） 由式(10-12),按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿数模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数， 1） 确定公式中的各参数值。 试选载荷系数 由式10-18，可得计算弯曲疲劳的重合度系数 由式10-19，可得计算望去疲劳强度的螺旋角系数 计算由当量齿数 查图10-17，得齿形系数由图10-18查的应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得： 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 2） 试算齿轮模数 （2） 调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v 齿宽b 齿高h及宽高比b/h 2) 计算实际载荷系数 根据v=1.087m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数 由 查表10-3得齿间载荷分配系数 由表10-4用插值法查得,结合b/h=10.997,查图10-13，得则载荷系数为3） 由式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准就近取；为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即取，则，取4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距 考虑模数从1.907增大圆整到2，为此将中心距减小至圆整102（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 （3） 计算小、大齿轮的分度圆直径 （4） 计算齿轮宽度 取5. 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后，,和,等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算式10-22中的各参数。计算结果：满足吃满接触疲劳强度条件。（2） 齿根弯曲疲劳强度校核 计算结果： 6. 主要设计结论（6） 齿数，模数，压力角，螺旋角，变位系数，中心距a=102mm，齿宽。小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。7. 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构。