毕业设计带式运输机传动装置的设计机械设计课程设计任务书.doc
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1、 机械设计课程设计计算说明书设计题目:带式运输机传动装置的设计 目录一、设计任务书3二、传动方案的说明和比较3三、电动机的选择计算4四、传动比的确定和各级传动比的分配5五、运动和动力参数的运算6六、传动零件(V带和齿轮)的设计7七、轴的设计和计算17八、滚动轴承的选择和计算22九、键链接的选择和计算25十、润滑和密封的说明25十一、拆装和调整的说明26十二、减速箱体的附件的说明26十三、设计小结26十四、参考资料2727项目计算公式或依据结果及备注一、设计任务书二、传动方案的说明和比较三、电动机的选择和计算四、传动比五、动力参数六、传动零件的设计七、轴的设计八、滚动轴承的选择和计算九、键的设计
2、和计算十、润滑和密封十二、减速箱体十三、设计小结十四、参考资料一、 设计任务书一、 设计题目: 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器1. 试按下列的运动简图、工作条件和原始数据,设计一带式输送机的传动装置。1)运动简图 2)工作条件输送机连续工作,单向运转,载荷变化不大,空载起动,二班制,使用折旧期8年(每年工作日300天),两班制工作,输送带速度容许误差为5%,加工制造能力一般,空间没限制,通风性能好。 3)原始数据输送带工作拉力F/N6.5输送带工作速度V(m/s)1.2滚筒直径D/mm400二、传动方案的说明和比较 1.此结构为二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。此结构的特点是:结构简单,由于轴承为不
3、对称分布,因此延迟向轴承分布不均,要求轴有较大刚度。适合繁重恶劣环境下长期工,使用维护方便,但结构尺寸较大。 2.与其他结构的比较:分流式两级圆柱齿轮减速器:结构复杂,由于齿轮相对与轴承对称布置,与展开式相比载荷沿齿向分布均匀,载荷受载较均匀,中间轴危险截面的转矩只相当于轴所传递的转矩的一半。适用于变载荷的场合两级圆锥圆柱齿轮减速器:可用于两轴垂直相错的传动中,制造安装复杂,成本高,圆锥齿轮在高速级,圆锥齿轮尺寸不应太大,否则制造困难3、结论:考虑到长期在繁重环境下工作且节约资金的情况,故选择两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器三、电动机的选择和计算一 选择电动机选择电动机的内容包括:电动机的类型,结
4、构形式,容量和转速,要确定电动机具体型号。1 选择电动机的类型和结构形式电动机类型和结构形式要根据电源,工作条件和载荷特点来选择。没有特殊要求时均选用交流电动机,其中以三相鼠笼式异步电动机用得很多。Y系列电动机为我国推广采用的新设计产品,适用于不易燃,不易爆,无腐蚀性气体的场合,以及要求具有较好启动性能的机械。所以选择此型号的电动机。2 选择电动机的容量 标准电动机的容量有额定功率表示。 所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。 容量小于工作要求,则不能保证工作机正常工作,或使电动机长期过载,发热大而过早损坏;容量过大,则增加成本,并且由于效率和功率因数低而造成浪费。 电动机的容量主
5、要由运行时发热条件限定,在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必校验发热和启动力矩。所需电动机功率为 Pd=Pw/式中:Pd-工作机实际需要的电动机输出功率,Kw;Pw-工作机所需输入功率,Kw;-电动机至工作机之间传动装置的总效率。工作机所需功率总效率按下式计算: _ 卷筒效率 _ 低速级联轴器效率 _ 轴轴承效率 _ 低速级齿轮啮合效率 _ 轴轴承效率 _ 高速级齿轮啮合效率 _ 轴轴承效率 _ V带传动效率由手册表1-7查得1=0.99、2=0.96、3=0.99、4=0.99、5=0.97、6=0.99、7=0.97、8=0
6、.99、9=0.96。故 =0.9620.9720.995= 0.825 所以,Pd=PW/=7.8/0.825=9.46kwPw=Fv/1000=6.51.21000/1000=7.8Kw=601000v/D=601.21000/4003.14=57.32r/min 查表12-1、12-3符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/min方案电动机型号额定功率/kw电动机同步转速r/min满载转速r/min额定转矩质量/kg1Y180L-8117507302.0142Y160L-61110009702.01473Y160M-411150014602.3123综合考虑电动机和传动装置
7、的尺寸、质量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第三种方案价位合适。则选择的电动机为Y系三相同步Y160M-4,额定功率11kw,满载转速1500r/min,额定转矩2.3,质量123kg。四、传动比的确定和各级传动比的分配 =1460/57.32=25.47取,=4,则 =25.47/12=2.12五、运动和动力参数的运算1、各轴的转速n1=nm =1460 r / minn2=n1 /=1460/2.12= 688.68 r / minn3=n2 /=688.68/ 4=172.17 r / minn4= n3/=172.17/3=57.39r/min2、各轴的输入功率P1=Pd=9.46
8、0.960.99=8.99kwP2=P1=8.990.960.99=8.54kwP3=P2=8.540.960.99=8.12kwP4=P3=8.120.990.99=7.96kw3、各输入轴转矩 Td=9550Pd/nm=95509.46/1460=61.8NmT1=9550 P1/ n2=95508.99/688.68=124.67 NmT2=9550 P2/ n3=95508.54/172.17=473.70 NmT3=9550 P3/ n4=95508.12/57.39=1351.21Nm T4=9550 P4/ n4=95507.96/ 57.39=1324.59Nm数据整理如下:轴
9、名功率P(kw)转距T(Nm)转速n(r/min)传动比i输入输入输出电动机轴9.4661.81460.002.12一轴8.99124.671460.004二轴8.54473.7688.683三轴8.121351.21172.171 四轴7.96 1324.5957.39六、传动零件的设计(一)V带设计1.选择普通V带 由工作情况为:运转方向不变,工作载荷稳定。所以选用Ka=1.1 Pca= KAP=1.19.46=10.406kw2.选择v带型:查书本图8-11 选A型V带3.确定带轮直径选 合适从动带轮直径2.12112=237.44mm查表8-8圆整 则所以带传动比为故从动轮转速4.确定
10、V带基准长度L0和中心矩a0a0 = (0.72)(d1+d2) = (0.72)(112+224) = 235.2672 取a0=600mm 5.验算小带轮包角1取6.确定带的根数 取Z=67.确定带的初拉力;8.设计结果: 选用6根型号A-1800的带,中心距为633mm(二)齿轮的设计与计算1.高速级齿轮传动设计(1)选精度等级,材料及齿数运输机:一般工作机器,速度不变,故选用7级精度材料选择:由表10-1选择 小齿轮材料为40Gr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS, 二者材料硬度之差为40HBS初选小齿轮齿数,大齿轮齿数选取螺旋角,初选螺旋角按
11、齿面接触疲劳强度实际 确定公式内各个算数值a. 试选b. 由课本图10-30选取区域系数c. 课本图10-26查得d. 小齿轮传递转矩 /688.68=124.67kN.me. 由课本表10-7选取齿宽系数f. 由表10-6查得材料的弹性影响系数g. 由图10-21-d查得齿轮的解除疲劳强度极限h. 应力循环次数1630020688.68=3.967109 3.967109/3.92=1109 i. 由表10-19查得接触疲劳寿命系数j. 计算接触疲劳许用应力,取安全系数S=1 计算a. 试算小齿轮分度圆直径 b. 计算圆周速度 c. 计算齿宽b及模数 b =mm = d. 计算纵向重合度e.
12、 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据V=2.064m/s,7级精度,有图10-8查得动载荷系数,故 由表10-4查得由表10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f. 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 g. 计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a. 计算载荷系数 b. 根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数c. 计算当量齿数 d. 查取齿形系数由表10-5查得 e. 计算大、小齿轮的 故大齿轮的数值大 且 设计计算 为满足齿根弯曲疲劳强度取,为满足齿面接触疲劳强度取取 (4).几何尺寸计算,计算中心距 将中心距圆整为160mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值
13、改变不多,故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 mm mm计算齿轮宽度所以圆整后取mm mm642*(1+0.25)*2 =59mmdf2=251mm齿顶圆直径为da1=d1+64+2*1*2=68mmda2=260mm2. 低速级齿轮传动设计选择精度等级、材料及齿数运输机:一般工作机器,速度不变,故选用7级精度材料选择:由表10-1选择 小齿轮材料为40Gr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS, 二者材料硬度之差为40HBS初选小齿轮齿数,大齿轮齿数选取螺旋角,初选螺旋角按齿面接触疲劳强度设计 确定公式内各计算数值a. 试选b. 由课本图10-3
14、0选取区域系数c. 由图10-26查得 则d. 小齿轮传递转矩T2=9550 P2/ n3=95508.54/172.17=473.7KNm e. 由表10-7选取齿宽系数 f. 由表10-6查得材料的弹性影响系数 g. 由表10-21-d查得齿轮的解除疲劳强度极限 h.应力循环次数 i. 由表10-19查得接触疲劳寿命系数 j. 计算接触疲劳许用应力,取安全系数S=1 计算a. 试算小齿轮分度圆直径,带入中较小的值b. 计算圆周速度 c.计算齿宽b及模数 =d. 计算纵向重合度 e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数=1根据v=0.789m/s,7级精度,有图10-8查得动载荷系数,故
15、由表10-4查得由表10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g. 计算模数 按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a. 计算载荷系数 b. 根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d. 查取齿形系数由表10-5查得 e. 计算大、小齿轮的并加以比较,取弯曲安全系数. 大齿轮的数值大设计计算 为满足齿根弯曲疲劳强度,取取 (4).几何尺寸计算,计算中心距将中心距圆整为188mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 mm mm942*(1+0.25)*2 =89mmdf2=277mm
16、齿顶圆直径为da1=d1+94+2*1*2=98mmda2=286mm计算齿轮宽度 所以圆整后取mm mm考虑到要同时满足同轴的中心距相等的要求,现取第二组齿轮数据作为两组齿轮的参数,同时满足模数和分度圆直径的要求七、轴的设计和计算(一) 输入轴(I轴)的设计计算1、初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3,取A0 =112,于是得mmnPAd53.20.146099.8112330min1=11轴上有一个键,将dmin1增大3%,即dmin1=21.15,取整为25mm(1)初选用6306型深沟球轴承,其内径为d=30mm,宽度为
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