本科毕业设计（设计说明书） 传动装置总体设计
附件1：上海第二工业大学本科毕业设计（设计说明书）传动装置总体设计1. 传动装置总体设计1.1 设计要求及传动方案拟定表1-1 原始参数运输带拉力F(KN)运输带速度V(m/s)卷筒径D（mm）使用年限（年）60000.930010传动简图如下：图1-1 传动方案简图该设备原动机为电动机，传动装置为减速器。减速器为展开式圆锥圆柱齿轮的三级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。电动机减速器、减速器工作机：带传动。减速器内部：齿轮传动。轴1：锥齿轮轴。轴2、轴3：圆柱斜齿轮轴。12附件1：上海第二工业大学本科毕业设计（设计说明书） 电动机的选择2. 电动机的选择2.1 选择电动机的类型Y系列笼型三相异步电动机,卧式闭型电电动机。2.2 选择电动机功率工作机所需功率：=7.8kw （式2-1）由3表2-2，选取一对轴承效率轴承=0.99（共4对），V带传动效率V带=0.95，锥齿轮传动效率锥齿轮=0.96（共1对，精度8级7），斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97（共2对，精度8级7），联轴器效率联=0.99（2个）得电动机到工作机间的总效率为：总=4轴承V带锥齿轮2齿轮2联 （式2-2）=0.994×0.95×0.96×0.972×0.992=0.81电动机的输出功率：=9.63kw （式2-3）确定电动机的额定功率：PedPd=11kw2.3 确定电动机转速及型号选择电动机的转速：=62.10r/min （式2-4）由3表2-3查得，锥齿轮传动比 i锥=23，圆柱斜齿轮传动传动比i齿=36，V带传动比iV带=24，则总传动比范围为：I总=i锥i齿iV带 （式2-5）=（23）×（36）×（24）=1260电动机的转速范围为：n0=nwI总62.10×(1260)r/min （式2-6）=745.23726r/min由3表16-1查得，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min至3000r/min，考虑到750r/min接近其下限，而3000r/min的转速过高，所以选用750r/min的电动机，其满载转速为1460r/min,其型号为Y160M-4。由3表16-2查得，外伸长度E=110mm，轴外伸轴径D=42mm，电动机中心高H=160mm附件1：上海第二工业大学本科毕业设计（设计说明书）传动比的计算与分配3. 传动比的计算与分配3.1 总传动比 i= nm/nw =1460/62.10=23.51 （式3-1）3.2 分配传动比原传动比：为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3高速级圆锥齿轮传动比：i=2中间级圆柱斜齿轮传动比：i=3低速级圆柱斜齿轮传动比：i=3.91由3表2查得，适用总传动比：i=25.50优化方案：高速级圆锥齿轮传动比：i=2中间级圆柱斜齿轮传动比：i=3.4低速级圆柱斜齿轮传动比：i=3.77附件1：上海第二工业大学本科毕业设计（设计说明书）传动装置运动、动力参数的计算4. 传动装置运动、动力参数的计算4.1 各轴转速电动机轴：nm=1460r/min高速轴0：n0=nm=1460r/min中间轴1：n1=n0/i1=1460/2r/min=730r/min （式4-1a）中间轴2：n2=n1/i2=730/3r/min=243r/min （式4-1b）低速轴3：n3=n2/i2=243/3.91r/min=62.10r/min （式4-1c）工作机轴：nw=n3=62.10r/min传动比优化后的各轴转速：电动机轴：nm=1460r/min高速轴0：n0=nm=1460r/min中间轴1：n1=n0/i1=1460/2r/min=730r/min （式4-2a）中间轴2：n2=n1/i2=730/3.4r/min=214.706r/min （式4-2b）低速轴3：n3=n2/i2=214.706/3.77r/min=56.951r/min （式4-2c）工作机轴：nw=n3=56.951r/min4.2 各轴功率电动机轴：Pd=Ped=11kw高速轴0：P0= Ped×0.99=10.89kw （式4-3a）中间轴1：P1= Ped ×0.97×0.96×0.99=10.04kw （式4-3b）中间轴2：P2= P1×0.97×0.97×0.99=9.35kw （式4-3c）低速轴3：P3= P2×0.97×0.99=8.98kw （式4-3d）传动比优化后的功率与之相同。4.3 各轴转矩T0=9550×Pd/n0=9550×10.98/1460=71.821N.m （式4-4a）T1=9550×P1/n1=9550×10.04/730=131.345N.m （式4-4b）T2=9550×P2/n2=9550×9.35/243=367.459N.m （式4-4c）T3=9550×P3/n3=9550×8.98/62.1=1380.982N.m （式4-4d）传动比优化后的功率与之相同。 T0=9550×P0/n0=9550×10.98/1460=71.821N.m （式4-5a）T1=9550×P1/n1=9550×10.04/730=131.345N.m （式4-5b）T2=9550×P2/n2=9550×9.35/214.706=415.883N.m （式4-5c）T3=9550×P3/n3=9550×8.98/56.951=1505.838 N.m （式4-5d）表4-1 动力参数汇总表轴名参数输入轴轴轴轴转速n（r/min）1460730214.70656.951功率P（kW）10.9810.049.358.98转矩T()71.821131.345415.8831505.838传动比i23.43.77附件1：上海第二工业大学本科毕业设计（设计说明书）带传动设计5. 带传动设计5.1 确定带型号和带直径工作情况系数：由1表8-7查得，=1.1计算功率：=1.1×11=12.1kw （式5-1）选带型号：由1表8-11查得，B型n电动机=1460r/min小带轮直径：由1表8-8查得，=140mm大带轮直径：=2×140×（1-0.01）=277mm实际=280mm实际i带=280/140=2大带轮转速：n2=722.7r/min （式5-2）验算带速：=10.697m/s （式5-3）在525之间，合适。计算带长Ld0：= (+)/2 =(140+277)/2=208.5mm （式5-4a）=(-)/2=(277-140)/2=68.5mm （式5-4b）初选中心距：2(+)a00.7×(+) （式5-5）0.7（140+277）=291.9mm，2（140+277）=834mm即：834 mma0291.9mm初取中心距：a0=550mm带长：Ld0=Dm+2×a+=1763.22mm （式5-6）基准长度：Ld =1800mm修正系数：KL=0.95求中心距和包角：中心距：aa0+（Ld-Ld0）/2=568.39<600mm （式5-7）中心距的变动范围：amin=a-0.015Ld =541.39mm （式5-8a） amax=a+0.03Ld =622.39mm （式5-8b）小轮包角：1180°-(D2-D1)×57.3°/a （式5-9） =180°-137×57.3°568.39 =166.2°>90°数求带根： （式5-10）由i带=2查1表8-4b得=0.46查1表8-4a得=2.832由Ld =1800查1表8-2得=0.95查1表8-5得=0.96 将数值带入式5-10得z=4.03取5根确定带的初拉力和作用在轮轴上的压力：取q=0.1kg/m=5001/zV（2.5/-1）+qv²=192.9N （式5-11）轴上载荷：=2×sin(/2)=1915N （式5-12）附件1：上海第二工业大学本科毕业设计（设计说明书）传动件的设计计算6. 传动件的设计计算6.1 高速级齿轮传动的设计计算考虑到带式运输机为一般机械，大锥齿轮均选用45钢调质处理，小齿轮40Cr调质处理。由1表10-1查得大锥齿轮齿面硬度HBS=217255，小锥齿轮齿面硬度HBS=241286，选用8级精度。选择齿形制GB12369-90，齿形角20°设计基本参数与条件：齿数比u=2，传递功率P1=10.45kw，主动轴转速n1=1460r/min齿数选择：Z1=20，Z2=u×Z1=40齿面接触疲劳强度计算： （式6-1-1）初选载荷系数：小锥齿轮传递转矩： （式6-1-2）取齿宽系数：确定弹性影响系数：由1表10-6查得，计算应力循环次数： （式6-1-3a） （式6-1-3b）查1图10-19得接触疲劳寿命系数：，查1图10-21(d)得疲劳极限应力：，计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， （式6-1-4a） （式6-1-4b）由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：，则 （式6-1-5）齿轮的圆周速度: （式6-1-6） （式6-1-7）=26°3354.1827°，=63°265.8263°锥距： （式6-1-8）确定齿宽： （式6-1-9）齿宽与齿高之比：
