带式输送机传动装置设计.pdf
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1、1 *大学 机械设计 设计题目:带式输送机传动装置 班级:*学号:*设计者:*指导老师:*2 2010 年 5 月 目录 一 设计任务书 3 二 传动方案分析 4 三 电动机的选择计算以及联轴器的选择 5 四 确定总传动比和分配各级传动比 6 五 传动装置的运动和动力参数 7 六 传动零件的设计计算 8 七 轴、键、轴承、的设计计算 20 八 减速机机体的设计 36 九 润滑与密封 38 十 减速器附件的设计 38 十一 设计总结 40 十二 参考文献 40 3 *大学工程学院 机械设计课程设计任务书 专业:*班级:*姓名:*设计题目:带式输送机传动装置 设计参数:传动方案 输送带的牵引力 F
2、,(KN)输 送 带 的 速 度v,(m/s)提升机鼓轮的直径D,(mm)4 (3)齿轮传动 12 0.4 360 设计要求:1)输送机运转方向不变,工作载荷稳定 2)输送带鼓轮的传动效率取为 0.97 3)工作寿命为 8 年,每年 300 个工作日,每日工作 16 小时 设计内容:1)装配图 1 张 2)零件图 3 张 3)设计说明书一份 指导老师:*日期:2010-5 1、传动方案分析 传动方案:电机带传动两级圆柱齿轮(斜齿或直齿)减速器工作机 给定条件:由电动机驱动,运输带工作拉力为 12KN,运输带速度为 0.4m/s,5 提升机鼓轮直径为 360mm 要求:工作寿命为 8 年,每年
3、300 个工作日,每日工作 16 小时 减速器类型选择:选用展开式两级圆柱齿轮减速器 方案分析: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输入端,这样,轴在转矩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地互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。总体传动简图:辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。2、电动机的选择计算 2.1电动机的选择计算 按工作条件和要求选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机,卧式封闭。6 2.2电动机容量计算 电动机所需的工作效率为:dwdP
4、P dP 电动机功率;wP-工作机所需功率;工作机所需要功率为:wFvP1000 传动装置的总效率为:42d1234 按表 2-3 确定各部分效率:V 带传动效率96.01,滚动轴承传动效率99.02,闭式齿轮传动效率96.03,联轴器效率40.99,传动滚筒效率97.05,则减速器传动的总效率:82.097.099.096.099.096.0245423421 所需电动机功率为:Pd=Pw=4.80.82=5.85kW 选择的电动机的额定功率edP要略大于 Pd,由 Y 系列三相异步电动机技术数据,选择电动机额定edp为 7.5KW。2.3确定电动机转速 工作机转速:nw=60 1000vD
5、=21.22r/min 其中:V-输送带的速度(m/s)D-提升机鼓轮的直径(mm)7 电动机转速的可调范围:wdnin,其中:21*iii,取 V 带传动比:521i,二级圆柱齿轮减速器传动比:4082i,总传动比的合理范围:20016i,故电动机转速的可调范围:nd=inw=339.52 4244r/min。根据dP、dn,查阅相关手册得到符合这一范围的同步转速有 750 r/min,1000 r/min,1500 r/min 和 3000r/min,由于 750 r/min 型电动机的尺寸过大,重量较重,且价格高,故不可取,而 3000r/min 价格高,转速高,也不可取。所以在 100
6、0 r/min 与 1500 r/min 两种同步转速中选取,见下表:方案 电动机型号 额定功率(KW)同步转速 n(r/min)满载转速 n(r/min)1 Y132M-4 7.5 1500 1440 综合考虑总传动比,结构尺寸及成本,选择 Y132-4 型封闭式三相异步电动机。其相关尺寸如下表:3确定传动装置的总传动比和分配各级传动比 总传动比ai为:i=nmnw=144021.22=67.86 中心高H 外形尺寸 HDADACL)21(底角安 装尺寸 A B 地脚螺 栓孔直 径 K 轴 伸 尺 寸 D E 键公称 尺 寸 F h 132 515 345 315 216 178 12 38
7、80 10132 8 取带传动比为i带=2.8,则圆柱直齿轮高级速传动比和低级速传动比的乘积为i1i2=67.862.8=24.24。因为i1=(1.3 1.5)i2,取i1=1.3i2,经计算得i1=5.62,i2=4.31 4.计算传动装置的运动及动力参数 计算各轴转速:轴:n1=nmn带=14402.8=514.29r/min 轴:n2=n1i1=514.295.62=91.51r/min 轴:n3=n2i2=91.513.46=21.23r/min 轴:n4=n3=21.23r/min 计算各轴的输入功率:轴:P1=Pd01=7.5 0.97=7.2kW 轴:P2=P112=7.2 0
8、.99 0.96=6.84kW 轴:P3=P223=6.84 0.96 0.99=6.50kW 轴:P4=P334=6.50 0.99 0.99=6.37kW 计算各轴的输出转矩:电动机所需的实际转矩即为电动机的输出转矩:Td=9550pdnm=49.74N m 轴:T1=Tdi带1=49.74 2.8 0.96=133.70N m 轴:T2=T1i112=133.70 5.62 0.99 0.96 =714.12N m 9 轴:T3=T2i223=714.12 4.31 0.96 0.99 =2925.20N m 轴:T4=T334=2925.20 0.99 0.99=2866.99N m
9、5.将运动和运动参数计算结果进行整理并列成表:轴名 功率 P/KW 转矩 T/N m 转速 n r/min 传动比 i 输入 输出 输入 输出 电机轴 7.5 49.74 960 2.8 轴 7.2 133.70 514.29 轴 6.84 714.12 91.51 4.50 轴 6.50 2925.20 21.23 3.46 轴 6.37 2866.99 21.23 1 三、传动零件的计算 1.带传动的设计计算 1.1确定计算功率caP 由表 8-7(P156,机械设计第八版 高等教育出版社)查得工作情况系数AK=1.3,故 caP=AKdP=7.5KW1.3=9.75kW 1.2选择 V
10、带的带型 根据caP=9.75kW和小带轮转速nm=1440r/min查表可知,选用 A 型 V 带。10 1.3确定带轮基准直径并验算带速 v:(1)初选小带轮直径1dd,小带轮直径mindd=75mm,根据基准直径系列初选,初选dd1=118mm,(2)验算带速 v:v=dd1nm60 100=8.89m/s 因为 5m/sv(F0)min 1.8计算压轴力Fp 压轴力的最小值为(Fp)min=2z(F0)minsin12=2 6 228.41 sin164.22N=2714.90N 由以上计算可得带的选择如下:带类型 长度 根数 传动中心距 带轮基准直径 普通 V 带 A 型 2240m
11、m 6 根 860.5mm 118mm(主)335mm(从)12 2各齿轮的设计计算 21 高速级减速齿轮设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 1)按已知图示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。2)输送机转速不太快,选用 7 级精度(GB1009588)。3)材料按表 10-1 选取,因传递功率不大,大小齿轮均选用软齿面。小齿轮:40Cr,调质处理,硬度 241 286HBS,取 280HBS。大齿轮:45 钢,调质处理,硬度 217 255HBS,取 240HBS。4)选小齿轮数241z,大齿轮齿数z2=i1z1=5.62 24=134.88取 135 2按齿面接触强度设计 由设计计算
12、公式 3211)(132.2HEdtZuuKTd 进行试算。(1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5 105P1n1=95.5 1057.2514.29N m =13.37 104N m 由表 10-7 选取齿宽系数1d。由表 10-6 查得材料的弹性影响系218.189aEMPZ。由图 10-21d 按齿面硬度查得:小齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6001lim 大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5502lim 由式 10-13 计算应力循环次数 13 N1=60n1jLh=60 514.29 1 (16 300 8)=11.85 108 N
13、2=N1i1=11.85 1085.62=2.11 108 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95 KHN2=1.07。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 1lim110.95 600570HNHaaKMPMPS 2lim221.07 550588.5HNHaaKMPMPS(2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径 213112.23EtdHKTZudu 24311.3 13.37 105.62 1 189.82.2363.1415.62570tdmmmm 2)计算圆周速度。1163.14 514.291.7060 100060 1000
14、td nmmss 3)计算齿轮宽b。11 63.1463.14dtbdmmmm 4)计算齿宽与齿高之比bh。14 模数 1163.142.6324ttdmmmmmz 齿高 2.252.25 2.635.92thmmmmm 63.1410.675.92bh 5)计算载荷系数。根据1.70ms,7 级精度,由书 108 图表得动载荷系数1.07vK;对直齿轮1HFKK;由载荷状态均匀平稳查表得使用系数1AK;从课本表 10-4 中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7 级精度时1.421HK;由10.67bh,1.42HK,由图 1013 得1.35FK;故载荷系数 1 1.07 1 1
15、.421 1.520AvFHKK K KK 6)tK和K的数值相差较大,所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由公式得 33111.52063.1466.52mm1.3ttKddK 7)计算模数m:1166.522.7724dmmmmmz 3、按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式为 13212FaSadFY YKTmz(1)确定公式内的各计算数值 15 1)根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEaMP;大齿轮的弯曲强度 极限2380FEaMP;2)由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数10.89FNK,20.96FNK;3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数1.4,FSS由F
16、公式得 1112220.89 500317.8571.40.96 380260.5711.4FNFEFaaFNFEFaaKMPMPSKMPMPS 4)计算载荷系数K。1 1.07 1 1.421 1.520AvFFKK K KK 5)查取齿形系数。由书表 105 并用差值法得:12.65FaY,22.152FaY。查取应力校正系数。由书表 105 并用差值法得:11.58SaY,21.802SaY。6)计算大、小齿轮的FaSaFY Y,并加以比较。1112222.65 1.580.01317317.8572.152 1.8020.01488260.571FaSaFFaSaFYYYY 显然大齿轮
17、的数值大。(2)设计计算 4322 1.520 13.37 100.014882.191 24mmmmm 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计算 16 的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力,而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与直径的乘积)有 关,可取由弯曲强度算得的模数 2.19mm并就近圆整为标准值(第一系列)2.5mmm,按接触强度算得的分度圆直径166.52dmm,算出小齿轮齿数:1166.52272.5dzm 大齿轮齿数 25.62 27152z 4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 112227 2.567.5
18、152 2.5380dzmmmmmdz mmmmm(2)计算中心距 1267.5 380223.7522ddammmm(3)计算齿轮宽度 11 67.567.5dbdmmmm 取268Bmm,173Bmm。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图(1)齿轮结构的设计计算 由于 *11(2)(30 2 1)3.099160adzh mmmmmmm *22(2)(1072 1)3.0327500adzh mmmmmmm 所以小齿轮做成实心结构齿轮,大齿轮做成腹板式结构齿轮。22 低速级减速齿轮设计 1选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 17 1)按已知图示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。2)输送机
19、转速不太快,选用 7 级精度(GB1009588)。3)材料按表 10-1 选取,因传递功率不大,大小齿轮均选用软齿面。小齿轮:40Cr,调质处理,硬度 241 286HBS,取 280HBS。大齿轮:45 钢,调质处理,硬度 217 255HBS,取 240HBS。4)选小齿轮数301z,大齿轮齿数z2=i1z1=4.31 30=129.3取 130 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式 3211)(132.2HEdtZuuKTd 进行试算。(1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。T2=95.5 105P2n2=95.5 1056.8491.51N m
20、=71.38 104N m 由表 10-7 选取齿宽系数1d。由表 10-6 查得材料的弹性影响系218.189aEMPZ。由图 10-21d 按齿面硬度查得:小齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6001lim 大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5502lim 由式 10-13 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60 91.51 1(16 300 8)=2.11 108 N2=N1i1=2.11 1084.32=4.88 107 18 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07 KHN2=1.12。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 1
21、lim111.07 600642HNHaaKMPMPS 2lim221.12 550616HNHaaKMPMPS (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径,代入H中较小值。223112.23EtdHKTZudu 24311.3 71.38 104.31 1 189.82.23106.3714.31616tdmmmm 2)计算圆周速度。11106.37 91.510.5160 100060 1000td nmmss 3)计算齿轮宽b。11 157.49106.37dtbdmmmm 4)计算齿宽与齿高之比bh。模数 11106.373.5530ttdmmmmmz 齿高 2.252.25 3.559.0
22、5thmmmmm 19 106.3711.759.05bh 5)计算载荷系数。根据0.51ms,7 级精度,由书 108 图表得动载荷系数1.05vK;对直齿轮1HFKK;由载荷状态均匀平稳查表得使用系数1AK;从课本表 10-4 中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7 级精度时1.429HK;由11.75bh,1.429HK,由图 1013 得1.39FK;故载荷系数 1 1.05 1 1.429 1.500AvFHKK K KK 6)tK和K的数值相差较大,所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由公式得 33111.500106.37111.57mm1.3ttKddK 7)
23、计算模数m:11111.573.71930dmmmmmz 3、按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式为 23212FaSadFY YKTmz(1)确定公式内的各计算数值 1)根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEaMP;大齿轮的弯曲强度 极限2380FEaMP;20 2)由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数10.96FNK,21.05FNK;3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数1.4,FSS由F公式得 1112220.96 500342.861.41.05 3802851.4FNFEFaaFNFEFaaKMPMPSKMPMPS 4)计算载荷系数K。1 1.06 1 1.39 1
24、.473AvFFKK K KK 5)查取齿形系数。由书表 105 并用差值法得:12.52FaY,22.156FaY。查取应力校正系数。由书表 105 并用差值法得:11.625SaY,21.806SaY。6)计算大、小齿轮的FaSaFY Y,并加以比较。1112222.52 1.6250.01194342.862.156 1.8060.01366285FaSaFFaSaFYYYY 显然大齿轮的数值大。(2)设计计算 4322 1.473 71.38 100.013663.171 30mmmmm 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计算 的模数,由于齿轮模数m的大小主
25、要取决于弯曲所决定的承载能力,而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与直径的乘积)有 21 关,可取由弯曲强度算得的模数 3.19mm并就近圆整为标准值3.5mmm,按接触强度算得的分度圆直径1166.02dmm,算出小齿轮齿数:11111.57323.5dzm 大齿轮齿数 24.31 32137z 4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 112232 3.5112137 3.5479.5dzmmmmmdz mmmmm (2)计算中心距 12112479.5295.7522ddammmm(3)计算齿轮宽度 11 112112dbdmmmm 取2112Bmm,1117Bmm。5
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