机械课程设计说明书-带式传动机.doc
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机械设计课程设计说明书
课程名称:
机械设计课程设计
设计题目:
带式输送机传动装置设计
学院:
机械工程学院
2010年10月18日~11月2日
目录
一课程设计任务书………………………3
二设计要求………………………………3
三设计步骤………………………………4
1.传动装置总体设计方案………………………………………5
2.电动机的选择…………………………………………………5
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比……………………7
4.传动装置的运动和动力参数计算……………………………7
5.设计V带和带轮………………………………………………9
6.齿轮的设计……………………………………………………12
7.轴的设计计算…………………………………………………22
8.滚动轴承的选择及寿命计算…………………………………28
9.键联接的选择及校核计算……………………………………30
10.连轴器的选择…………………………………………………31
11.减速器箱体及附件……………………………………………32
12.润滑密封设计…………………………………………………36
.四设计小结………………………………38
.五参考资料………………………………39
一.课程设计书
设计课题:
带式输送机传动装置设计。
工作条件:
(1)每天一班制工作,每年工作300天,使用年限10年,大修期3年;
(2)连续单向回转,工作时有轻微振动,运输带允许速度误差±5%;
(3)室内工作,环境中有粉尘;
(4)生产厂可加工7~8级精度的齿轮;
(5)动力来源为三相交流电;
(6)小批量生产。
原始数据:
运输机工作轴转矩T(N.m)
850
运输带工作速度V(m/s)
1.15
卷筒直径(mm)
380
二.设计要求
(1)传动装置的设计计算;
(2)减速器装配草图设计;
(3)减速器装配图设计;
(4)减速器零件图设计;
(5)减速器三维造型,递交光盘一个。
三.设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.传动装置的运动和动力参数计算
5.设计V带和带轮
6.齿轮的设计
7.轴的设计计算
8.滚动轴承的选择及寿命计算
9.键联接的选择及校核计算
10.连轴器的选择
11.减速器箱体及附件
12.润滑密封设计
1.传动装置总体设计方案
1)传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。
2)齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,
要求轴有较大的刚度。
3)电动机转速较高,传动功率大,将带轮设置在高速级。
传动装置简图:
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为:
Pw=Tw*nw/9550=Tw*60*1000V/(πd*9550)=850*60*1000*1.15/(3.14*380*9550)=5.147kw
执行机构的曲柄转速为:
nw=60×1000v/πd=57.83r/min
效率范围:
η1:
带传动:
V带0.95
η2:
圆柱齿轮0.977级
η3:
滚动轴承0.99
η4:
联轴器浮动联轴器0.97~0.99,取0.98
ηw滚筒:
0.99
η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw
=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99
=0.841
Pd=Pw/η=5.147/0.841=6.1167Kw
又因为额定转速Ped≥Pd=6.1167Kw
取Ped=7.5kw
常用传动比:
V带:
i1=2~4
圆柱齿轮:
i2=3~5
圆锥齿轮:
i3=2~3
i=i1×i2×i2=2~4×3~5×3~5=18~100取i=18~40
N=Nw×i=(18~40)×57.83=1041~2313.2r/min
取N=1500r/min
选Y132M-4电动机Nm=1440r/min
型号
额定功率Ped
满载转速nm
轴径D
轴伸长L
中心高H
Y132M-4
7.5KW
1440r/min
38mm
600mm
132mm
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2
i0为带传动传动比;i1为高速齿轮传动比;i2为低速级齿轮传动比;
总传动比i=Nm/Nw=1440/57.53=24.9
取V带传动比i0=2.05
减速箱的传动比i减=i/i0=i1×i2=12.15
按浸油深度要求推荐高速级传动比:
一般i1=(1.3~1.5)i2,取i1=1.34*i2。
i1*i2=1.34*i2
i2=3.01,i1=1.34*i2=4.03
4.计算传动装置的运动和动力参数
1)各轴转速(r/min)
n0=nm=1440r/min
nⅠ=nm/i0=702.44r/min
nⅡ=nⅠ/i1=174.3r/min
nⅢ=nⅡ/i2=57.9r/min
2)各轴输入功率(kW)
P0=Pd=6.117kW
PⅠ=P0×η1=6.117×0.95=5.81kW
PⅡ=PⅠ×η2×η3=5.81×0.97×0.99=5.58kW
PⅢ=PⅡ×η2×η3=5.58×0.97×0.99=5.36kW
PⅣ=PⅢ×η3×η4=5.36×0.99×0.98=5.2kW
η1=ηv=0.95,η2=η齿=0.97,η3=η滚=0.99,η4=η联=0.98;
注意:
滚筒轴负载功率是指其输出功率,即:
Pw=PⅣηw=5.2*0.99=5.15kW
3)各轴输入扭矩(N.m)
T0=9550×Pd/nm=40.57N.m
TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=78.99N.m
TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=305.73N.m
TⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=884.08N.m
TⅣ=9550×PⅣ/nⅢ=857.69N.m
运动和动力参数结果如下表
编号
理论转速(r/min)
输入功率(kw)
输入转矩(N·mm)
传动比
效率
电机轴
1440
6.117
40.57
2.05
0.95
高速轴
702.44
5.81
78.99
4.03
0.97
中间轴
174.3
5.58
305.73
3.01
0.97
低速轴Ⅲ
57.9
5.36
884.08
滚筒轴
57.83
5.15
857.69
\
0.99
5.设计V带和带轮
电动机功率P=6.117KW,转速n=1440r/min传动比i0=2.05
1.确定计算功率Pca
由《机械设计》课本表8-7查工作情况系数KA=1.1
Pca=KA×P=1.1×6.117KW=6.73KW
2.选择V带的带型
根据Pca,Nm查图8-11,选A带
确定带轮的基准直径dd和验算带速V
1)初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1=100mm
2)验算带速v,按式(8-13)验算带的速度
V=π×n1Dd1/(60*1000)=3.14*100*1440/(60*1000)=7.536m/s
又5m/s 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dd2 dd2=i0*dd1=2.05*100=205mm 根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0’=dd2/dd1=2 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)0.7(dd2+dd1)a02(dd2+dd1) 210mma0600mm 取a0=500mm 2)由式(8-22)计算带所需的基准长度: Ld0=2a0+π/2(dd2+dd1)+(dd2+dd1)×(dd2+dd1)/4a0 =2×500+3.14×300/2+100×100/(4*500) =1476mm 查表8-2,选Ld=1400mm,带的修正系数KL=0.98 3)按式(8-23)计算实际中心距a a=a0+(Ld-Ld0)/2 =500+(1476-1440)/2 =538mm amin=a-0.015Ld=517mm amax=a+0.03Ld=542mm 所以中心距变化范围517~542mm 5.验算小带轮上的包角α1 α1=180°-(dd2-dd1)×57.3°/a =180°-(200-100)×57.3°/538 =169°90° 满足要求 7计算带的根数 1)计算单根V带的额定功率Pr N1=1440r/min,dd1=100mm 查表8-4a得,P0=1.32KW 查表8-4b得,△P0=0.17KW 查表8-5得,Ka=0.976 查表8-2得,KL=0.961于是 Pr=(P0+△P0)*Kα*KL=(1.32+0.17)*0.961*0.976=1.4KW 2)计算V带的根数z z=Pca/Pr=6.73/1.4=4.8 取Z=5 7.计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由表8-3,得A型带的单位长度质量q=0.10Kg/m,所以 (F0)min=500×(2.5-Ka)×Pca/Ka/Z/V+qv =147.3N 应使实际初拉力F0>(F0)min (9)Fp=2×Z×(F0)min×sin(α1/2) =1463.2N 带轮结构均采用腹板式 6.齿轮的设计 (一)高速级齿轮传动的设计计算 输入功率PⅠ=5.81KW,小齿轮转速nⅠ=702.44r/min齿数比u=4.03,工作寿命10年(每年工作300天),一班制 1.选定高速级齿轮的类型,精度等级,材料 (1)选用斜齿圆柱齿轮; (2)由于工作平稳,速度不高,选用7级精度; (3)材料选择: 由表10-1选择小齿轮材料为45(调质),硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢(正火)硬度为200HBS,二者材料硬度差为40HBS; (4)选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数为Z2=4.03*24=96.72取Z2=97; 5)选取螺旋角。 初选螺旋角β=15° 2.按齿面接触强度设计 由计算公式(10-21)进行计算,即 d1t≥ 1)确定公式内的各计算数值: (1)试选Kt=1.6 (2)由图10-30,选取区域系数ZH=2.425 (3)由图10-26,查的εa1=0.765εa2=0.87 εa=εa1+εa2=1.65 (4)计算小齿轮传递的转矩 T1=78900N.mm (5)由表10-7选取齿宽系数φd=1 (6)由表10-6,查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2 (7)由图10-21d,按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=570Mpa,由图10-21c,按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=322Mpa (8)计算应力循环次数 N1=60njLh=60×702.44×1×(1×10×300×8)=1.011×109 N2=N1/u=2.5×108 (9)由图10-19,查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=0.92 (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12),得 [бH]1=бHlim1KHN1/S=600×0.95=570Mpa [бH]2=бHlim2KHN2/S=350×0.92=322Mpa [бH]=([бH]1+[бH]2)/2=(570+322)/2=446Mpa 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径d1t,由公式得 d1t≥=58.81mm (2)计算圆周速度 V=πd1tn1/60000=π×58.81×702.44/60/1000=2.16m/s (3)计算齿宽b及模数mnt B=φdd1t=1×58.81=58.81mm mnt=d1tcosβ/Z1=(58.81×cos15°)/24=2.367mm h=2.25mnt=5.326mmb/h=11.04 (4)计算纵向重合度εβ εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15=2.045 (5)计算载荷系数K KA=1,根据V=2.16m/s,7级精度,由图10-8,查的动载荷系数Kv=1.08; 由表10-4,查的KHβ=1.420; 由图10-13,查得KFβ=1.35; 由表10-3,查得KHα=KFα=1.2 K=KAKvKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.42=1.84 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得 d=d1t=58.81×=61.61mm (7)mn=d1cosβ/Z1=2.479mm 3.按齿面接触强度设计 由式10-17,得 mn 1)确定计算参数 (1)计算载荷系数 K=KαKvKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.35=1.7496 (2)根据纵向重合度=2.045,由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875 (3)计算当量齿数 Zv1=Z1/cos3β=24/cos315°=26.63 Zv2=Z2/cos3β=97/cos315°=107.63 (4)查表10-5取齿形系数,应力校正系数 YFa1=2.65Ysa1=1.58YFa2=2.188Ysa2=1.787 (5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa; 由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa; (6)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=0.90 (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [бF]1=KFN1бFE1/S=0.88×500/1.4=314.29Mpa [бF]2=KFN2бFE2/S=0.90×380/1.4=244.3Mpa (9)计算YFaYsa1/[бF]并加以比较 YFa2Ysa1/[бF]1=2.65×1.58/314.29=0.013322 YFa2Ysa2/[бF]2=0.01601 大齿轮的数值大 2)设计计算 mn=1.56mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数,mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn=2mm,已可以满足弯曲疲劳强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=61.61mm来计算应有的齿数,于是由 Z1=d1cosβ/mn=61.61×cos15°/2=29.8 取Z1=30 Z2=uZ1=30×4.02=120 此时u=Z2/Z1=120/30=4在误差范围内 4.几何尺寸计算 1)计算中心距 a=(Z1+Z2)mn/2cosβ=(30+120)×2/2/cos15°=155.29mm 圆整为155mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角β β=arccos(Z1+Z2)mn/2a=arccos[(120+30)×2/2/155]=14.59° 3)d1=Z1mn/cosβ=30×2/cos14.59o=61.99mm d2=Z2mn/cosβ=120×2/cos14.59o=247.997mm 4)计算齿轮宽度 b=φdd1=1×62.002=62.002mm 圆整后取B2=60mm,B1=65mm (二)低速级齿轮传动的设计计算 输入功率PⅠ=5.58KW,小齿轮转速nⅡ=174.3r/min齿数比u=3.01,工作寿命10年(每年工作300天),一班制 1选定低速级齿轮的类型,精度等级,材料 (1)选用斜齿圆柱齿轮; (2)由于工作平稳,速度不高,选用7级精度; (3)材料选择: 由表10-1选择小齿轮材料为45(调质),硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢(正火)硬度为200HBS,二者材料硬度差为40HBS; (4)选小齿轮齿数为Z1=30,大齿轮齿数为Z2=30*3.01=90.3 取Z2=90; 5)选取螺旋角。 初选螺旋角β=15° 3.按齿面接触强度设计 由计算公式(10-21)进行计算,即 d1t≥ 2)确定公式内的各计算数值: (4)试选Kt=1.6 (5)由图10-30,选取区域系数ZH=2.425 (6)由图10-26,查的εa1=0.79εa2=0.86 εa=εa1+εa2=1.65 (4)计算小齿轮传递的转矩 T1=305730N.mm (5)由表10-7选取齿宽系数φd=1 (6)由表10-6,查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2 (7)由图10-21d,按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600Mpa,由图10-21c,按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa (8)计算应力循环次数 N1=60njLh=60×174.3×1×(1×10×300×8)=0.25×109 N2=N1/u=0.83×108 (9)由图10-19,查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=0.98 (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12),得 [бH]1=бHlim1KHN1/S=600×0.95=570Mpa [бH]2=бHlim2KHN2/S=350×0.98=343Mpa [бH]=([бH]1+[бH]2)/2=(570+343)/2=456.5Mpa 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径d1t,由公式得 d1t≥=92.95mm (2)计算圆周速度 V=πd1tn1/60000=π×92.95×174.3/60/1000=0.848m/s (3)计算齿宽b及模数mnt B=φdd1t=1×92.95=92.95mm mnt=d1tcosβ/Z1=(92.95×cos15°)/30=2.993mm h=2.25mnt=6.734mmb/h=13.804 (4)计算纵向重合度εβ εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×30×tan15=1.783 (5)计算载荷系数K KA=1,根据V=0.848m/s,7级精度,由图10-8,查的动载荷系数Kv=1.04; 由表10-4,查的KHβ=1.429; 由图10-13,查得KFβ=1.425; 由表10-3,查得KHα=KFα=1.2 K=KAKvKHαKHβ=1×1.04×1.2×1.429=1.783 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得 d=d1t=92.95×=96.37mm (7)mn=d1cosβ/Z1=5.76mm 3.按齿面接触强度设计 由式10-17,得 mn 3)确定计算参数 (2)计算载荷系数 K=Kα*Kv*KFα*KFβ=1×1.04×1.2×1.425=1.7784 (2)根据纵向重合度=2.556,由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875 (3)计算当量齿数 Zv1=Z1/cos3β=30/cos315°=33.288 Zv2=Z2/cos3β=90/cos315°=99.865 (4)查表10-5取齿形系数,应力校正系数 YFa1=2.52Ysa1=1.625YFa2=2.2Ysa2=1.78 (5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa; 由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa; (6)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95KFN2=0.96 (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [бF]1=KFN1бFE1/S=0.95×500/1.4=339.3Mpa [бF]2=KFN2бFE2/S=0.96×380/1.4=260.57Mpa (9)计算YFaYsa1/[бF]并加以比较 YFa2Ysa1/[бF]1=2.52×1.625/339.3=0.012069 YFa2Ysa2/[бF]2=0.015029 大齿轮的数值大 4)设计计算 mn=2.079mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数,mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn=2.5mm,已可以满足弯曲疲劳强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=96.37mm来计算应有的齿数,于是由 Z1=d1cosβ/mn=96.37×cos15°/2.5=37.2 取Z1=37 Z2=uZ1=37×3.01=111.37取Z2=111 此时u=Z2/Z1=111/37=3在误差范围内 4.几何尺寸计算 2)计算中心距 a=(Z1+Z2)mn/2cosβ=(37+111)×2.5/2/cos15°=191.5mm 圆整为190mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角β β=arccos(Z1+Z2)mn/2a=arccos[(37+111)×2.5/2/190]=14.21° 3)d1=Z1mn/cosβ=37×2.5/cos14.21o=95.42mm d2=Z2mn/cosβ=111×2.5/cos14.21o=286.26mm 4)计算齿轮宽度 b=φdd1=1×95.42=95.42mm 圆整后取B2=95mm,B1=100mm 7.轴的设计计算 高速轴: 1)求输出轴上的功率P=5.81kw,转速n=702.44r/min,转矩T=78.99N.m 2)作用在齿轮上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为d=61.999mmFt==2548.06N Fr=Ft Fa=Ft*tanβ=663.23N 3)初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。 根据课本表15—3,取 =22.3mm 又轴上有单个键槽,轴径增加百分之5,取d=35mm,电动机轴的直径为38mm,整体具有一定的协调性。 4)轴的结构设计 (1)端盖端面距离带轮端面30mm; (2)初步选取轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触
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