带式运输机传动装置设计--课程设计--大学毕业设计论文.doc
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1、湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书设计题目: 带式运输机传动装置 专业班级: 机 械1312 姓 名: 学 号: 指导老师: 成绩评定 等 级 评阅签字 评阅日期 湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系2016年1月目录第一章 课程设计任务书11.1主要内容11.2任务11.3 进度安排11.4 设计数据21.5 传动方案21.6已知条件2第二章 电动机的选择32.1电动机容量的选择32.2电动机转速的选择32.3电动机型号的确定4第三章 传动装置运动及动力参数计算43.1分配传动比43.1.1 总传动比43.1.2 分配传动装置各级传动比43.2 各轴转速、输入
2、功率、输入转矩 转速的计算5第四章 传动装置设计64.1高速齿轮的计算64.1.1选精度等级、材料及齿数64.1.2 按齿面接触强度设计64.1.3 确定公式内的各计算数值74.1.4按齿根弯曲强度设计84.1.5 几何尺寸计算104.2 低速齿的轮计算114.2.1 选精度等级、材料及齿数114.2.2按齿面接触强度设计114.2.3 确定公式内的各计算数值114.2.4计算124.2.5 确定计算参数134.2.6 设计计算144.2.7 几何尺寸计算15第五章 轴的设计165.1 低速轴3的设计165.1.1总结以上的数据。165.1.2求作用在齿轮上的力165.1.3 初步确定轴的直径
3、165.1.4 联轴器的型号的选取175.1.5 轴的结构设计175.2中间轴 2 的设计235.2.1总结以上的数据。235.2.2求作用在齿轮上的力235.2.3 初步确定轴的直径235.2.4选轴承245.3第一轴 1 的设计265.3.1总结以上的数据。265.3.2求作用在齿轮上的力265.3.3 初步确定轴的直径265.3.4 联轴器的型号的选取265.3.5 联轴器的型号的选取275.3.6. 轴的结构设计27第六章滚动轴承的计算28第七章连接的选择和计算30第八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择31第九章箱体及其附件的结构设计31第十章 总结34参考文献35第一章 课程设计
4、任务书 班级:机械1312 姓名: 学号: 指导老师:雷 芳 日期: 2016年1月 班级:机械1312 姓名: 学号: 0 指导老师:雷 芳 日期:2016年1月 设计题目:带式运输机传动装置的设计 设计时长:二周1.1主要内容1.掌握减速器齿轮、轴、轴承、箱体、键等所有零件的设计计算;2.会用机械设计手册查取数据和标准件的型号。1.2任务1、按照设计数据(编号) a和传动方案(编号)A0,高速级选用圆柱直齿轮,低速级选用圆柱直齿轮设计减速器装置。2、绘制传动装置装配图一张(A0/A1);3、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3);4、编制设计说明书一份。(字数在8000字左右)1.3
5、进度安排时 间内 容 安 排第 1 天布置任务,总体设计第 2 天运动分析、计算传动比、计算功率第 3 天齿轮的设计计算第 4 天轴的结构设计计算第 5 天轴的计算,箱体的设计第 6-8 天绘制装配图、零件图第 9-10天编制设计说明书、答辩1.4 设计数据数 据 编 号A0运输带工作拉力F(N)4800运输带速度(m/s)1.25卷筒直径D(mm)5001.5 传动方案a二级展开式1.6已知条件1、第四部分的设计数据;2、工作条件:两班制,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘(运输带、卷筒及支撑包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑),环境最高温度40 C; 3、使用折旧期:8年 检修间
6、隔期:4年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;4、动力来源:电力,三相交流,380/220V;5、运输带速度允许误差:5%;6、生产条件:中等规模制造厂,可加工78精度的齿轮及蜗轮,小批量生产。第二章 电动机的选择因为动力来源:电力,三相交流电,电压380/220V;所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机。2.1电动机容量的选择1)工作机所需功率Pw 由题中条件 查询工作情况系数KA,查得K A=1.3设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6nn 本设计中的 联联轴器的传动效率(2个),轴 轴承的传动效率 (4对), 齿 齿轮的传动效率(2对),本次设计中有8级传动效率 其
7、中联=0.99(两对联轴器的效率取相等) 轴承123=0.99(123为减速器的3对轴承) 轴承4=0.98(4为卷筒的一对轴承) 齿=0.95(两对齿轮的效率取相等) 总=联* 3轴承123* 齿*联*轴承4=0.8412)电动机的输出功率Pw=kA* =5.9592KWPdPw/ , =0.841Pd5.9592/0.841=3.464KW2.2电动机转速的选择由v=1.25m/s 求卷筒转速nV = =1.25 nw=79.614r/minnd(i1i2in)nw有该传动方案知,在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2,其他 传动比都等于1。由1表13-2知圆柱齿轮传动比范围为35
8、。所以 nd =(i1*i2) nw=32,52* nw 所以nd的范围是(859.88,2547.65)r/min,初选为同步转速为1430r/min的电动机2.3电动机型号的确定由表12-12查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW,满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L2-4,3.014302.22.338第三章 传动装置运动及动力参数计算3.1分配传动比3.1.1 总传动比3.1.2 分配传动装置各级传动比由于减速箱是展开式布置,所以i1(1.3-1.5)i2。因为i
9、17.96,取i18,估测选取 i1=5.2 i2=4.9速度偏差为0.3%,所以可行3.2 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速I n1= =1430r/min 中间轴II n2= =283.92r/min 低速轴III n3= =95.4r/min 卷筒 n4=93.1r/min。各轴功率电动机额定功率 P0=Pd* =3Kw (n01=1) 高速I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw (n12 = =0.99*0.99=0.98) 中间轴II P2=P1 =P1*n=2.9403*0.95*0.9
10、9=2.7653 Kw (n23= =0.95*0.99=0.94) 低速轴III P3=P2*n34=P2* =2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw (n34= =0.95*0.99=0.94) 卷筒 P4=P3*n45=P3* =2.600*0.98*0.99=2.523 Kw(n45= =0.98*0.99=0.96)各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N 高速I T1= = =19.634 N 中间轴II T2= = =88.615 N 低速轴III T3= = =264.118 N 卷筒 T4= = =256.239 N 其中Td= (n*m)项 目电动机轴高速轴I中间
11、轴II低速轴III卷筒转速(r/min)14301430297.9293.193.1功率(kW)32.793292.6282.42042.4204转矩(Nm)2.219.65488.6177264.1175256.2395传动比114.83.21效率10.980.940.940.96第四章 传动装置设计4.1高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.9403KW1430r/min4.819.643Nm1.34.1.1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40
12、HBS。2)精度等级选用7级精度;3)试选小齿轮齿数z120,大齿轮齿数z296的;4.1.2 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(1021)试算,即 dt2.32*4.1.3 确定公式内的各计算数值1)(1)试选Kt1.3(2)由1表107选取尺宽系数d1(3)由1表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa(4)由1图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa;(5)由1式1013计算应力循环次数N160n1jLh6014301(283658)410e9 N2
13、N1/4.88.3510e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命,单位小时(6)由1图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90;KHN20.95(7)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S1,由式(1012)得H10.90600MPa540MPaH20.98550MPa522.5MPa2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1td1t = =37.043(2)计算圆周速度v= = =2.7739(3)计算齿宽b及模数mb=dd1t=137.043mm=37.043mm m= =1.852h=2.25mnt=2.251.852mm=4.1678mm b/h=34.0
14、43/4.1678=8.89(4)计算载荷系数K 由1表102已知载荷平稳,所以取KA=1根据v=2.7739m/s,7级精度,由1图108查得动载系数KV=1.14;由1表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同,所以: KHB=1.12+0.18(1+0.6d )d +0.2310 b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89,KHB=1.41652查1表1013查得KFB =1.33由1表103查得KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.141.11.4165
15、2=1.7763(5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由1式(1010a)得 d1= = mm=41.10968mm(6)计算模数m m = mm=2.0554.1.4按齿根弯曲强度设计由1式(105) m 1)确定计算参数由1图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa;大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa由110-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见1表10-12得F1=(KFN1*F1)/S= =303.57MpaF2= (KFN2*F2)/S= =238.86Mpa(1)计算载荷系数K=KA
16、KVKFKF=11.121.21.33=1.7875(2)查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.55;Ysa2=1.79(3)计算大、小齿轮的并 加以比较 = =0.014297 = =0.016341 大齿轮的数值大。2)设计计算m =1.4212对结果进行处理取m=2Z1=d1/m=41.1097/221 大齿轮齿数,Z2=u* Z1=4.8*21=1004.1.5 几何尺寸计算1)计算中心距d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121,a圆整后取121mm2)计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =42mm,d2 =
17、200mm3)计算齿轮宽度 b=dd1, b=42mmB1=47mm,B2=42mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm4)验算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 N m/s 结果合适5)由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2424721大齿轮2200421006)结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。4.2 低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.7654KW297.92r/min3.288.6177Nm1.34.2.1 选精度等级、材料
18、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)试选小齿轮齿数z124,大齿轮齿数z277的;4.2.2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dt2.32*4.2.3 确定公式内的各计算数值(1) 试选Kt1.3(2) 由1表107选取尺宽系数d1(3) 由1表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa(4) 由1图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限H
19、lim2550MPa;(5) 由1式1013计算应力循环次数N160n1jLh60297.921(283658)8.35110e8 N2N1/3.22.6110e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命,单位小时(6) 由1图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90;KHN20.95计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1,安全系数S1,由式(1012)得 H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPa(7) 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=62.93494.2.4计算1) 计算圆周速度v=0.9810 m/s2) 计算齿宽b及模数mb=d
20、d1t=162.9349mm=62.9349mmm=3.1467h=2.25mnt=2.253.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08 =8.89 计算载荷系数K 由1表102 已知载荷平稳,所以KV=1.14由1表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同,固KHB=1.12+0.18(1+0.6d)d+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由b/h=8.92,KHB=1.414查1表1013查得KFB =1.33由1表103查得KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KA
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