课程设计带式输送机传动系统设计含CAD图纸.docx
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湖南工业大学
课程设计
资料袋
机械工程学院(系、部)2011-2012学年第一学期
课程名称机械设计指导教师李历坚职称教授
学生姓名闫涛专业班级机械设计及自动化班级092学号09405700433
题目带式输送机传动系统设计
成绩起止日期2011年12月21日~2011年1月1日
目录清单
序号
材料名称
资料数量
备注
1
课程设计任务书
1
2
课程设计说明书
1
3
课程设计图纸
张
4
装配图
1
5
零件图
2
6
课程设计任务书
2009—2010学年第一学期
机械工程学院(系、部)机械设计及自动化专业092班级
课程名称:
机械设计
设计题目:
带式输送机传动系统设计
完成期限:
自2011年12月21日至2011年1月1日共2周
内
容
及
任
务
一、设计的主要技术参数:
卷筒直径D=355mm,运输带速度v=1.4m/s,输送带最大有效拉力为F=3000N
工作条件:
双班制工作,工作时有轻微振动,使用寿命为8年(其中轴承寿命为3年以上)。
二、设计任务:
传动系统的总体设计;传动零件的设计计算;减速器的结构、润滑和密封;减速器装配图及零件工作图的设计;设计计算说明书的编写。
三、每个学生应在教师指导下,独立完成以下任务:
(1)减速机装配图1张;
(2)零件工作图2张;
(3)设计说明书1份(6000~8000字)。
进
度
安
排
起止日期
工作内容
2011.12.21-2011.12.22
传动系统总体设计
2011.12.23-2011.12.25
传动零件的设计计算
2011.12.25-2011.12.31
减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书
2012.01.01
交图纸并答辩
主
要
参
考
资
料
1.《机械设计(第八版)》(濮良贵,纪明刚主编高教出版社)
2.《机械设计课程设计》(金清肃主编华中科技大学出版社)
3.《工程图学》(赵大兴主编高等教育出版社)
4.《机械原理》(朱理主编高等教育出版社)
5.《互换性与测量技术基础》(徐雪林主编湖南大学出版社)
6.《机械设计手册(单行本)》(成大先主编化学工业出版社)
7.《材料力学》(刘鸿文主编高等教育出版社)
指导教师(签字):
年月日
系(教研室)主任(签字):
年月日
机械设计
设计说明书
带式输送机传动系统设计
起止日期:
2011年12月21日至2012年01月01日
学生姓名
闫涛
班级
机设092
学号
09405700433
成绩
指导教师(签字)
机械工程学院(部)
2012年01月01日
目录
1设计任务书 3
2传动方案的拟定 4
3原动机的选择 6
4传动比的分配 8
5传动装置运动和运动参数的计算 9
6传动件的设计及计算 12
7轴的设计及计算 20
8轴承的寿命计算及校核 36
9键联接强度的计算及校核 38
10润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 40
11减速器箱体及附件的设计 42
12设计小结 46
13参考文献 47
1.设计任务书
1.1课程设计的设计内容
设计带式输送机传动系统中的减速器,其传动转动装置图如下图1-1所示。
图1.1带式输送机传动系统简图
1—电动机;2—联轴器;3—两级圆柱齿轮减速器;
4—联轴器;5—滚筒;6—输送带
1.2课程设计的原始数据动力及传动装置
已知条件:
①运输带最大有效拉力:
F=3000N;
②运输带的工作速度:
v=1.4m/s;
③输送机滚筒直径:
D=355mm;
④使用寿8年(其中轴承寿命为3年以上)。
1.3课程设计的工作条件
带式输送机在常温下连续工作、单向运转;空载起动,工作载荷较平稳;输送带工作速度v的允许误差为±5%;二班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命为8年,大修期为2~3年,大批量生产;三相交流电源的电压为380/220V。
2.传动方案的拟定
2.1传动方案的要求
传动方案应满足工作机的要求,适应工作环境和条件,应满足工作可靠的要求且结构简单,尺寸紧凑,制造成本低,传动效率高,维护方便。
2.2工作机器的分析
带式运输机的传动方案如下图所示
图2.1带式输送机传动系统简图
1—电动机;2—联轴器;3—两级圆柱齿轮减速器;
4—联轴器;5—滚筒;6—输送带
图2.1中展开式两级圆柱齿轮减速器,其结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大的刚度,高速级齿轮布置在远离转矩的输入端,这样,轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象,用于载荷比较平稳的场合,高速级一般做成斜齿,低速级可做成直齿。
2.3传动方案说明
1)传动装置组成:
电动机1、联轴器2、两级圆柱齿轮减速器3、联轴器4、滚筒5和输送带6
2)传动原理:
电动机与减速器是通过皮带进行传动的,由于电动机转速高,所以经过减速器二级变速,通过联轴器带动滚筒转动。
在同样的张紧力下,V带较平带传动能产生更大的摩擦力,而且V带所允许的中心距较平带大,传动平稳,结构简单,使用维护方便,价格低廉。
故在第一级(高速级)采用V带传动较为合理,这样还可以减轻电动机因过载产生的热量,以免烧坏电机,当严重超载或有卡死现象时,皮带打滑,可以起保护电机的作用。
3.原动机的选择
3.1原动件的选择
a.计算工作机功率
式中:
—工作机所需的有效功率(kw)
—运输带最大有效拉力(N)
—运输带的工作速度(m/s)
3.2工作机的有效功率
传动装置总效率:
设:
——联轴器效率,
——闭式圆柱齿轮传动效率(设齿轮精度为8级)
——一对滚动轴承效率,=0.98
——输送机滚筒效率,=0.96
——输送机滚筒轴至输送带间的效率
(见文献【2】表3-3)
估算传动系统总效率为
其中:
==0.99
==
==
==0.98
==0.98
传动系统的总效率:
η=
工作时,
电动机所需功率为:
由参考材料【2】表12-1可知,满足条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率应取为。
3.3选择电动机的型号
a.计算卷筒的转速
b.根据动力源和工作条件,电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。
电动机的额定功率选取3KW、转速可选择常用同步转速:
3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min以便比较。
传动系统的总传动比为
i=nmn
式中:
nm—电动机满载转速
n—运输带的转动速度
根据电动机型号查【2】表8-53确定各参数。
将计算数据和查表数据填入表3-1,便于比较。
方案
电动机型号
额定功率/KW
同步转速/(r/min)
满载转速/(r/min)
总传动比
1
Y132S1-2
5.5
3000
2900
34.48
2
Y132S-4
5.5
1500
1440
19.11
3
Y132M2-6
5.5
1000
960
12.74
4
Y160M2-8
5.5
750
720
9.55
表3-1电动机的数据及总传动比
由上表可知,相比1、3、4方案,方案2转速高,电动机价格低,总传动比虽然大些,但完全可以通过传动带和两级齿轮传动实现,此方案较优,所以选方案2。
4.传动比的分配
4.1总传动比
4.2各级传动比的分配
由传动系统方案知:
由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为
为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑,当两级齿轮的配对材料相同,齿面硬度HBS350,齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比为
高速级圆柱齿轮传动比
低速级圆柱齿轮传动比:
各级传动比分别为
5.传动装置运动和运动参数的计算
将传动装置各轴由高速到低速依次定为
0轴--电动机轴
I轴--减速器高速轴
Ⅱ轴--减速器中间轴
Ⅲ轴--减速器低速轴
Ⅳ轴--输入机滚筒轴
5.1各轴转速
0轴:
Ⅰ轴:
=
Ⅱ轴:
nΠ=i12=r/min
Ⅲ轴:
nⅢ=nΠi23=r/min
Ⅳ轴:
5.2各轴输入功率
0轴:
Ⅰ轴:
Ⅱ轴:
p2=
Ⅲ轴:
Ⅳ轴:
p4=
5.3各轴输入转矩
0轴:
N∙m
Ⅰ轴:
T1=N∙m
Ⅱ轴:
T2=N∙m
Ⅲ轴:
T3=N∙m
Ⅳ轴:
T4=N∙m
运动和动力参数结果如下表:
轴号
功率
转矩T/(N∙m)
转速n/()
传动比i
0轴
5.20
34.47
1440
1
Ⅰ轴
5.25
34.16
1440
4.98
Ⅱ轴
4.90
161.83
289.16
3.84
Ⅲ轴
4.66
591.01
75.30
1
Ⅳ轴
4.52
573.40
75.30
表5-1运动和动力参数
6.传动件的设计及计算
6.1高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算
6.1.1选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理:
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2)精度等级选用7级精度:
3)齿数:
选小齿轮齿数,大齿轮齿数的故取
6.1.2按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算。
按式(6.2-1)试算,即
(6.2-1)
1.确定公式内的各计算数值
(1)试选Kt=1.3
(2)由文献【1】中表10-7选取尺宽系数=1
(3)由文献【1】中表10-6查得材料的弹性影响系数
(4)由文献【1】中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
(5)由文献【1】中式10-13计算应力循环次数
此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。
为齿轮的工作寿命,单位小时
(6)由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数
(7)由文献【1】中式10-12,计算接触疲劳许用应力(取失效概率1%,安全系数S=1)
2.计算
①试算小齿轮分度圆直径d1t,代入σH中较小的值。
②计算圆周速度v。
③计算齿宽b
④计算齿宽与齿高之比
⑤计算载荷系数K。
根据v=1.4m/s,7级精度,由文献【1】中图10-8(p194)查得动载系数Kv=1.05;
由文献【1】中表10-3查得直齿轮,kHα=kFα=1;
由文献【1】中表10-2查得使用系数=1;
由文献【1】中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,
KHβ=1.417。
由bh=8.89,KHβ=1.417由文献【1】中图10-13得kFβ=1.32
故载荷系数:
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得
⑦计算模数m
所以根据《机械原理》表7.2可得标准模数:
6.1.2按齿根弯曲强度设计
由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为
1.确定公式内的各计算数值
①由文献【1】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380Mpa
②由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88
③计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得
④计算载荷系数K
1.39
⑤查取齿形系数。
由文献【1】中表10-5查得YFa1=2.80YFa2=2.18;
⑥查取应力校正系数
由文献【1】中表10-5查得YSa1=1.55;YSa2=1.79;
⑦计算大、小齿轮的并加以比较。
大齿轮的数值大。
2.设计计算
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,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1.56并就近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径d1=44.84mm,算出小齿轮齿数。
取z1=23,
则大齿轮数
z2=μz1=4.98x23=114.54,z2=115
.这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
6.1.3几何尺寸计算
1.计算分度圆直径
2.计算中心距
3.计算齿轮的宽度
圆整后取。
6.2低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算
6.2.1选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理:
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2)精度等级选用7级精度:
3)齿数:
选小齿轮的齿数,大齿轮齿数故取
6.2.2按齿面接触强度计算
根据文献【1】中10-21式进行试算,即
1.确定公式内的各计算数值
①试选载荷系数Kt=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩。
③由文献【1】中表10-7选取齿宽系数ϕd=1。
④由文献【1】中表10-6查得材料弹性影响系数。
⑤由文献【1】中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。
⑥由文献【1】中式10-13计算应力循环次数。
n1—齿轮的转速(r/min)。
—齿轮每转一圈,同一齿面的啮合次数,。
—齿轮的工作寿命(h)。
⑦由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数
⑧由文献【1】中式10-12,计算接触疲劳许用应力(取失效概率1%,安全系数S=1)
2.计算
①试算小齿轮分度圆直径d1t,代入σH中较小的值。
②计算圆周速度v
③计算齿宽b
④计算齿宽与齿高之比
模数:
齿高:
⑤计算载荷系数K。
根据v=1.4m/s,7级精度,由文献【1】中图10-8(p194)查得动载荷系数kv=1.05,
由文献【1】中表10-3查得直齿轮,kHα=kFα=1;
由文献【1】中表10-2查得使用系数=1;
由文献【1】中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,
KHβ=1.417。
由bh=8.88,KHβ=1.417由文献【1】中图10-13(p198)得kFβ=1.32
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得
⑦计算模数m
所以根据《机械原理》表7.2可得标准模数:
6.2.3按齿根弯曲强度设计
由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为
1.确定公式内的各计算数值
①由文献【1】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380Mpa
②由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数
③计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得
④计算载荷系数K
⑤查取齿形系数。
由文献【1】中表10-5查得=2.80=2.22;
⑥查取应力校正系数
由文献【1】中表10-5查得=1.55;=1.77;
⑦计算大、小齿轮的并加以比较。
大齿轮的数值大。
2.设计计算
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,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2.601并就近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径d3=77.80,算出小齿轮齿数。
取,
则大齿轮数=3.84x26=99.84,=100
.这样设计储的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
6.2.4几何尺寸计算
1.计算分度圆直径
2.计算中心距
3.计算齿轮的宽度
圆整后取。
7.轴的设计及计算
7.1低速轴的设计
7.1.1轴的受力分析
根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数,计算作用在输出轴的齿轮上的力:
输出轴的功率
输出轴的转速
输出轴的转速
7.1.2轴的材料的选择
由于低速轴转速不高,但受力较大,故选取轴的材料为45钢,调质处理。
7.1.3轴的最小直径
根据文献【1】中表15-3,取=112,由15-2式可初步估算轴的最小直径,
式中:
—最小直径系数,根据文献【1】中表15-3按45钢查得
—低速轴的功率(),由表5-1可知:
—低速轴的转速(),由表5-1可知:
输出轴的最小直径应该安装联轴器g处,为了使轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号。
根据文献【1】中表14-1式查得
式中:
—联轴器的计算转矩()
—工作情况系数,根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得,
—低速轴的转矩(),由表5-1可知:
因此:
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5014-2003或根据文献【2】中表8-36查得,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250。
其具体结构及基本参数如图7.1及表7-1所示:
图7.1LX3型弹性柱销联轴器结构形式图
型号
公称转矩
许用转速[n]()
轴孔直径
()
轴孔长度mm
S
转动惯量
Kg.
质量
kg
Y型
J、J1、Z型
LX3
1250
4750
30,32,35,38
82
60
82
160
75
36
2.5
0.026
8
40,42,45,48
112
84
112
表7-1.LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸
由上表可知,其公称转矩为。
半联轴器孔径,故取,半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度。
7.1.4轴的结构设计
1.拟定轴上零件的装配方案
低速轴的装配方案如下图7.2所示,
图7.2低速轴的结构与装配
2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①满足半联轴器的轴向定位要求。
Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径
式中:
—轴Ⅱ处轴肩的高度(),根据文献【1】中P364中查得定位轴肩的高度
,故取
左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径。
半联轴器与轴配合的毂孔的长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比稍短一些,现取。
②初步选择滚动轴承。
因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用,根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。
根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据,由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承33011,其基本尺寸资料如下表7-2所示
参数
数值
标准图
d
45
D
90
T
27
C
21
a
19
B
27
表7-233011型圆锥滚子轴承
由上表7.2可知该轴承的尺寸为,故、;
由于圆锥滚子轴承采用脂润滑,得用封油环进行轴向定位和挡油。
由手册上查的33011型轴承的定位轴肩高度,因此,取dⅣ-Ⅴ=62。
③取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径已知齿轮轮轮毂的宽度为78,为了使套筒断面可靠地压紧齿轮,此齿段应略短于轮毂宽度,故取。
齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,故取h=6,则轴环处的直径。
轴环宽度b≥1.4h,取。
④取轴承端盖的总宽度为。
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间的距离(参看图7.1),故取。
⑤根据轴的总体布置简图7.2可知,齿轮距箱体内壁之距离,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离(参考图7.1)。
考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离,取。
已知滚动轴承宽度,根据文献【1】图10-39(b)中可初取大圆锥齿轮轮毂长,则
至此,经过步骤①②③④⑤已初步确定了轴的各段直径和长度,如上图7.4所示,并归纳为下表7-3所示,
轴的参数
参数符号
轴的截面()
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
Ⅷ
轴段长度
82
50
27
75
12
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