帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計

臺州學院《機械設計課程設計》任務書班級14材料成型學號1436230010姓名陳堅設計題目：帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計設計任務：設計帶式輸送機的傳動裝置。要求傳動系統(tǒng)中含有普通V帶傳動及單級斜齒圓柱齒輪減速器。減速器設計壽命為8年（每年按250個工作日算）。工作條件：運輸機載荷平穩(wěn)，單向運轉，兩班工作（每班按8h計算）。傳動方案簡圖：設計數(shù)據(jù)：輸送帶工作拉力F為2.1（KN）；輸送帶工作速度V為2.4（m/s），允許誤差為±5%；卷筒直徑D為320（mm），效率為0.95；設計工作量：1.減速器裝配圖一張（A1）；零件圖2張；設計說明書1份。

帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計解：選擇電動機。Q選擇電動機類型。按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。Q選擇電動機容量。工作機所需的功率*1000qw2100x2.41000x0.95=5.31KW其中，帶式傳輸機的效率門w=0.95電動機的輸出功率P0=*。其中g為電動機至滾筒主動軸傳動裝置的總效率，包括V帶傳動、一對齒輪傳動、兩對滾動軸承及聯(lián)軸器等效率。門值計算如下：n=nb?n?nr2?n由表查得V帶傳動效率nb=0.95,一對齒輪傳動效率n=0.97,一對滾動球軸承效率n=0.99，聯(lián)軸器效率n=0.98,因此n=0.95x0.97x0.992x0.98=0.885—…P所以P=-W=0n5.310.885=6KW根據(jù)P°選取電動機的額定功率？二(1?1.3)P°=6?7.8KW并由表10-78差得電動機的額定功率為Pm=7.5KW。Q選擇電動機的轉速。先計算工作裝置主軸的轉速，也就是滾筒的轉速，即60v60x2.4x103n=w=w兀D兀x320=143.2r/min根據(jù)表3-1確定傳動比的范圍，取V帶傳動比"=2?4，單級圓柱齒輪傳動比0Z——9(g寸)——(coz)I寂昭幟s-!—I知信e我套i電動機的轉速范圍應為n’=i?n=(6?20)x143.2=859.2?2864在這個范圍內(nèi)的電動機的同步轉速有1500r/min和1000r/min兩種，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況再確定最后的轉速，為降低電動機的重量和成本，選擇同步轉速為1500r/min。根據(jù)表10-78確定電動機的型號為Y132M-4，其滿載轉速n=1440r/min。(2)計算總傳動比并分配各級傳動比。Q計算總傳動比：i=土=擺0=ion143.2Q分配各級傳動比。為使帶傳動的尺寸不至于過大，滿足ib<ig，可取i=3，則此輪傳動比i=—=?=3.33b(3)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。Q各軸的轉速n=，="4°=480r/miniib3n=竺=48°=144.14r/miniiig3.33n=n=144.14r/minQ各軸的功率p=Pm?q=7.5x0.95=7.125KWPii=P[.門?門=7.125x0.99x0.97=6.84KWP=Pii?nr?n=6.84x0.99x0.98=6.64KWQ各軸的轉矩：T=9550匕=9550x2^=49.7N?m0n1440T=9550匕=9550x7.125=141.8N?mi七480T=9550%=9550x6.84=453.2N?mii有144.14T=9550土=9550x6,64=439.9N?m

wn144.14計算結果參數(shù)軸名電動機軸I軸II軸滾動軸轉速n/(r/min)1440480144.14144.14功率P/kW7.57.1256.846.64轉矩t/（nHm）49.7141.8453.2439.9傳動比口33.331效率00.950.970.99V帶設計確定計算功率Pca由表8—查得工作情況系數(shù)K=1.2，故APca=KAP=1.2x7.5=9KW選擇V帶的帶型根據(jù)Pca\由圖8-11選用A型。確定帶輪的基準直徑"并驗算v1）初選小帶輪的基準直徑ddi，由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑dd140mm。2）驗算帶速v。兀dn兀x140x1440v=d^-i—==10.556m/s60x100060x1000因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑ddidd=3x140=420mm根據(jù)表8-9，取標準值為們=400mm.d24.確定V帶的中心距a和基準長度Ld1）根據(jù)式（8-20），初定中心距③。=500mm。2）由式（8-22）計算所需的基準長度Lr2a+—（d+d）+（dd2—dd「=1848mmd002d1d24a0由表8-2選帶的基準長度Ld=1940mm3）由式（8-23）計算實際中心距aa機a0+=546mm按式（8-24），中心距的變化范圍為517?604mm。驗算小帶輪上的包角a1ar180。-(d-d)57.31=153。＞120。1d2d1a計算帶的根數(shù)z1)計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=140mm和七=1440r/min,查表8-4得P°=2.26KW根據(jù)\=1440r/min,i=3和A型帶，查表8-5得AP0=0.17KW查表8-6得K以=0.93，表8-2得％=1.02，于是Pr=(P0+AP0).K儀.％=2.31KW3)計算V帶的根數(shù)z92.3192.31=3.9取4根。計算單根V帶的初拉伸力F0由表8-3得A帶型的單位長度質量0.105kg/m,所以F=500「ca+qv2=192N0Kzv計算壓軸力FpF=2zFsin氏=1494Np02帶輪結構設計主要設計結論選用A型普通V帶4根，帶基準長度1940mm。帶輪基準直徑d^=140mm,d^=400mm,中心距控制在a=517?604mm。單根帶初拉力F=192N。齒輪傳動方案選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為a=20o。初選螺旋角為p=14o帶式輸送極為一般機器，選用7級精度。材料選擇，選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質)，齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質)，齒面硬度240HBS。選用小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2=uZ1=3.33x24=79.92,取79。按齒面接觸疲勞強度設計(1)試算小齒輪分度圓直徑，即:d「空J(ZHZ/Z)2it3u'dH1)確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt1.3由圖10-20查區(qū)域系數(shù)Zh2.433計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zarctantan.cos)arctantan20.cos14)20.562at1arccosZ/ost/(Z]2hamcos)]arccos24cos20.562/(2421cos14)]at1at2arccosZ2cost''(z22hamcos)]arccos79cos20.562,/(7921cos14)]at2[Z1(tanat1tanJZ2(tanat2^口t)]/2TOC\o"1-5"\h\z[24(tan29.974tan20.562)79(tan23.999tan20.562)]/21.652dZ]tan/124tan14/1.905「1)—』'41652(11.905)0.445V3V31.652由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)Z°Z*cos\cos140.985計算接觸疲勞許用應力[H]。由圖10-15d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為h1600MPa、h2550MPa由式(10-15)計算應力循環(huán)次數(shù)：N1601」、604801(282508)9.2161。N2N1u9.21610/97/242.2810由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90、KHN20.95。去失效概率為1%、安全系數(shù)S=1,由式(10-24)得Khn.hi&0.90__600MPa540MPah11S1=523MPak]=XHlim2=°?=523MPaH22S1取[氣]1和[°A中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即[bH]=[gh]2=523MPa⑥小齒輪傳遞轉矩。T1=9.55x10PF1=9.55x10x7.125/48住1.42x10N-mmd〉地.H.(*)2

止—3入u(［?！?）試算小齒輪分度圓直徑3"以1.3x1.42x105(7924)+1,2.433x1898x0.445x0.985=/xx()231d〉地.H.(*)2

止—3入u(［?！?）計算實際載荷系數(shù)的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v。v=叫凸=-x41611x480=〔sms60x100060x1000齒寬b。b=巾再=1x41.611mm=41.611mm2）計算實際載荷系數(shù)Kh。由表10-2查得使用系數(shù)虬=1。A根據(jù)v=1.05m/s、7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.05。齒輪的圓周力F=疝"=2x1.42x105/41.611=6.83x103N.1tKAFt「b=1x6.83x103/41.611=1641N/mm查表10-3得齒輪間載荷分配系數(shù)Kh=1.2。④由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K邱二1.474。則載荷系數(shù)為KH=KAKvKHaKH「1x1.05x1.2x1.474=1.863）由式（10-12）,按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3「=46.89mm,'Kh1.863d1=d1t3「=46.89mm及相應的齒數(shù)模數(shù)mn=d1cos0.z1=46.89xcos14「24=1.89mm按齒根彎曲疲勞強度設計試算齒輪模數(shù)，m>'—*_i『*nt38凡2'2KT1YYCQSPm>'—*_i『*nt38凡21)確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式10-18，可得計算彎曲疲勞的重合度系數(shù)Y￡*=acrta^tan*cosa)=acrta&tan14ocos20.562>)=13.140￡=￡/co邛*b=1.652/co邛13.140=1.74Y=0.25+0.75/￡=0.25+0.75/1.74=0.681由式10-19,可得計算望去疲勞強度的螺旋角系數(shù)Y*.*,,…14。丫=1—°120=1-1.905x120=0.778④計算伺匕］F由當量齒數(shù)z=z/cos^*=24/cos^14o=26.27z=z/cos^*=97/cos^14o=106.24Y=2.62查圖10-17,得齒形系數(shù)"^1Fa2=2.20Y=1.60查圖10-17,得齒形系數(shù)"^1Fa2=2.20由圖10-18查的應力修正系數(shù)，】=L81由圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為b=500MPab.=380MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.85%2=0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得:0.85x500=303.57MPa1.4t]=Kfn2。FIim2=堅x380=238.86MPaS1.42.62x1.60=0.0136303.57F1比=竺業(yè)=0.0167&丁238.86F2因為大齒輪的1抑大于小齒輪，所以取FF~~s^=Fa2ja2=0.0167F2）試算齒輪模數(shù)2KTYYco?B—Ft1￡p■2x1.3x1.42x105x0.681x0.778xco寫14o1x242ix0.01671.748mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1x2421）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。①圓周速度vmntZ1=1.748x24/cos14o=43.25mm/cospKdnKdn60x'1000丸X侃25'480=1.087m/s60x1000②齒寬bb=b=Rd]=1x43.25=43.25nm③齒高h及寬高比b/hh=2h*+c*)=(2x1+0.25)x1.748=3.933nmb/h:43.25/3.933=10.9972）計算實際載荷系數(shù)Kf①根據(jù)v=1.087m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)①根據(jù)=1.05②由「KAF”1.d=2x1.42x105/43.25=6.57x②由「KAF■'1t:=1x6.57x103/43.25=151.83N/mm>100N/mmb查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2F偵③由表10-4用插值法查得K邱=1.418,結合b/h=10.997,查圖10-13，得=1.34則載荷系數(shù)為K=KKKK=1x1.05x1.2x1.34=1.688FAVF以Fp3）由式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=m」—=1.748xj'?=〔.907mmnntVK\1.3'Ft對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m疽大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準就近取mn=2；為了滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑％=46.89mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即z=dcosP/m=46.89xcos14。/2=22.75取z=23，則z=uz=3.33x23=76.59，取z=76幾何尺寸計算（1）計算中心距+z血2cosP2+z血2cosP2xcos14o=102.03mm考慮模數(shù)從1.907增大圓整到2,為此將中心距減小至圓整102（2）按圓整后的中心距修正螺旋角p（2）按圓整后的中心距修正螺旋角p=arccos1+項n2a偵+76)x22x102=13.93。47.37mm15&54mm計算小、大齒輪的分度圓直徑d-Z1%_23x2cospcos13.930d_Z2m_76x2—cosp一cos13.93047.37mm15&54mm（4）計算齒輪寬度b=郵1=1x47.37=47.37mm取b1=48mm,b2=55mm圓整中心距后的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，K,Z和K,Y,Y等均產(chǎn)生變化，應重新校核H￡F￡p齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。（1）齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計