设计胶带输送机的传动装置

设计胶带输送机的传动装置机械设计课程设计任务书设计题目：起重机传动装置设计系部：机械工程系专业：机械设计制造及其自动化学生姓名: 学号:起迄日期:全文结束》》年12月8日年12月29日指导教师: 教研室主任：机械设计课程设计任务书目录前言前言我们组本次接到的课程设计题为《起重机传动装置的设计》。

传动装置的作用在于传递力或者是力矩。

机械传动主要包括带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动。

实际生产中在原动机与工作机之间的传动装置往往不可能只是某一种单一的传动，车间零件传动设备亦是如此。

同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关资料，熟练掌握公式编辑器，AutoCAD 绘图，掌握全面的机械设计技能。

齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动效率，使用寿命长，结构紧凑，工作可靠等一系列优点，因此，齿轮传动式各机器中应用最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。

由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都分重视研究这个基础部件。

无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源的节省。

于是我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达到传动的需要，满足了设计任务。

机械设计课程设计任务书1、设计题目：起重机传动装置的设计传动布置方案见图11 电动机2 联轴器3 制动器4 减速器5 联轴器6 卷筒支承7 钢丝绳8 吊钩9 卷筒图1 传动布置方案简图设备工作条件：常温下工作，每日两班，工作10年，允许重物起升速度误差小于5%。

车间有三相交流电源。

2、电动机的选择确定电动机的功率提升力：11F=Gg=⨯720⨯=3528N22提升速度V1=2V =2⨯= /s 工作机所需要的功率:FV3528⨯ ===10001000传动总效率为η总=η1η2η3=⨯⨯=223式中η1 弹性联轴器效率，取；η2 圆柱齿轮传动效率，取；η3 滚动轴承效率，取。

电动机所需功率为：P 0===总所以，取电动机的功率P m = 。

确定电动机的转速计算卷筒的转速卷筒角速度ω卷筒=2卷筒的转速 n 卷筒=ω卷筒π=V ⨯1000⨯60==ππ取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i 总=822，故电动机转速的可选范围为：n 电动机=i 总⨯n 卷筒=⨯=761~2092r /min根据电源和工作条件，电动机的类型选取Y 系列三相异步电动机。

电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min 确定电动机型号根据电动机的功率和同步转速，查【2】P207表8-53确定电动机型号为Y160M-4或Y160L-6。

传动系统的总的传动比为 i 总=n m n 卷筒式中 n m 电动机满载转速；n 卷筒卷筒的转速。

根据电动机的型号查P208表8-54确定外伸轴径、外伸轴长度、中心高等参数。

将计算数据和查表数据填入表1中，便于比较。

表1 电动机的数据及总传动比级齿轮传动实现，所以选用方案一。

3、运动和动力参数的计算传动比分配总传动比为i 总==分配各级传动比设二级斜齿圆柱齿轮减速器高速机的传动比为i1，低速级传动比为i2。

则i1===； i2=i 总== i计算各轴的转速如图一，对各轴编号为A 、B 、C 、D 。

A 轴的转速：n A =n 电动机=1440r/minB 轴的转速：n B =n A1440== /min i B == /min iC 轴的转速：n c =D 轴的转速：n D =n c = /min3、计算各轴的输入功率A 轴：P A =P m η1=⨯=B 轴：P B =P A η2η3=⨯⨯=C 轴：P C =P B η2η3=⨯⨯=D 轴：P D =P Cηη13=⨯⨯=4、计算各轴的输入扭矩A 轴：T A =9550P A n A = ⋅m B 轴：T B =9550P B n B = ⋅m C 轴：T C =9550P C n C = ⋅m D 轴：T D =9550P D n D = ⋅m 将上述结果列入表2，以供查用。

表2 各轴运动与动力参数4、齿轮传动的设计计算高速级齿轮传动选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按图1的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。

根据【1】P210表10-8选用8级精度。

材料选择。

由【1】P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr ，硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

选小齿轮的齿数z1=24，大齿轮齿数z2=u ⨯z1=⨯24=，z式中u =i1=2z , 取z2=107。

1选取螺旋角。

初选螺旋角β=14︒。

按齿面接触强度设计根据【1】P218式试算，即：d1t ≥式中，d1小齿轮的节圆直径，mm ； K载荷系数；T1小齿轮传递的转矩，N ⋅mm ；φd =b齿宽系数，mm; d1εα端面重合度；u =z2d2=齿轮齿数比； z1d1Z H 区域系数；Z E 弹性影响系数，MPa ；[σH ]许用接触应力。

、确定公式中的各计算数值：1）试选K t =。

2）由表二，小齿轮传递的扭矩T1=T A = ⋅m3）由【1】P205表10-7取φd =1。

4）由【1】P201表10-6查得材料的弹性影响系数Z E = 。

5）由【1】P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim1=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim2=550MPa 。

6)由【1】P206式10－13计算应力循环次数：N1=60n A jL h =60⨯1440⨯1⨯=⨯109N2=N1i1=⨯109/=⨯1097)由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1=0、90; K HN2=0、958)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式[σH ]= [σH ]1=[σH ]2=K HN σlim得：SK HN1σlim1=0、9⨯600M P a =540M P a S K HN2σlim2=0、95⨯500M P a =522、2M P aSσH =[σH ]1+[σH ]22=540+=29）根据【1】P217图10-30选取区域系数Z H =。

10）根据【1】P215图10-26查得εα1=，εα2=，则εα=εα1+εα2=。

、计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t ，由计算公式得：d1t ≥==2）计算圆周速度πd1t n2π⨯⨯960v===/s60⨯100060⨯10003）计算齿宽b 及模数m ntb=φd ⨯d1t =1×=d1t cos β⨯cos14。

== m nt =241h= nt =×===4）计算纵向重合度εβεβ=φd z1tan β=⨯1⨯24⨯tan14︒=5）计算载荷系数K由【1】P193表10-2查得使用系数K A =；根据v=/s,8级精度，由【1】P194图10-8查得动载系数K V =；由【1】P196表3查得K F β =由【1】P195表104查得103查得K H α=K F α =。

故载荷系数K =K A K V K H αK H β=⨯⨯⨯=6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得d1t1=mm= 计算模数m nd1cos β⨯cos14ο=m n z1=24mm=按齿根弯曲强度设计由【1】P216式m n ≥确定计算参数1）计算载荷系数K=K A K V K F αK F β=⨯⨯⨯=2)根据纵向重合度εβ=，从【1】P217图10－28查得螺旋角影响系数Y β＝3) 计算当量齿数z v1=z124==33︒cos βcos14z v2=z282== cos3βcos314︒4)查取齿型系数由【1】P200表10－5查得Y Fa1=；Y Fa2=5)查取应力校正系数由【1】P200表10－5查得Y sa1=；Y sa2=6)由【1】P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380Mpa；7)由【1】P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN1 =；K FN2=；8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=，由【1】P205式得：K FN1σ⨯500Mpa = =[σF ]1=FN2σ⨯380Mpa = =[σF ]2=）计算大、小齿轮的Y Fa Y Sa并加以比较⎡σF ⎡⎡⎡Y Y ⨯==⎡⎡σ⎡F ⎡1Y Fa2Y Sa ⨯==⎡σF ⎡⎡⎡2大齿轮的数值大设计计算m n ≥== 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数并就进圆整为标准值m= 接触强度算得的分度圆直径d1=，算出小齿轮齿数d1cos β⨯cos14ο== z1=n取z1=25，则z2=uz1=⨯25=, 取z2=86。

几何尺寸计算计算中心距a =m n =⨯=2cos β2⨯cos14︒将中心距圆整后取143mm按圆整后的中心距修正螺旋角z1+z2)m n ⨯。

为了使所选的轴直径d I-∏与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩T ca =K A T3，查《机械设计》P351，表14-1，考虑到转矩变化很小，故取K A =,则：T ca =K A T3=×36110N ·mm=54165N·mm按照计算转矩T ca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5843Ⅱ轴端右端需制出一轴肩，故取ⅡⅡ段的长度应比L1略短一些，现取l I-∏=40mm 。

2)初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据d Ⅱ-Ⅲ=22mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30305、其尺寸为d ⨯D ⨯T =25mm×62mm × ，故d Ⅲ-Ⅳ=d Ⅶ-Ⅷ=25mm；而l Ⅶ-Ⅷ=。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。

由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h =，因此，取d Ⅵ-Ⅶ=30mm、3)因为此轴为齿轮轴，所以Ⅳ-Ⅴ的直径d Ⅳ-Ⅴ=45mm，已知齿轮轮毂的宽度为109mm、4)轴承端盖的总宽度为15mm 。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的间距l =20mm,故取l Ⅱ-Ⅲ=35mm。