铸钢车间型砂传送带传送装置设计 设计说明书.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设计任务书.2一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.12七、滚动轴承的选择及校核计算.19八、键联接的选择及计算.22九、连轴器的选择十、润滑方式及密封设计参考资料机械课程设计课程设计任务书题目:带式运输机传动装置设计条件: 1. 运输带工作拉力:F= 1500 KN(根据课本参数表和小组分配之后选取得到)2. 运输带工作速度:V= 1.1m/s。(数据来源同上)3. 滚筒直径: D= 220 mm4. 滚筒效率:=0
2、.96(包括滚筒与轴承的效率损失)。5. 工作情况:两班制, 连续单向运转, 载荷较平稳.6. 使用寿命:8 年7. 工作环境:室内工作,有灰尘,环境最高温度35度8. 动力来源:电力,三相交流,电压380V/220V;9. 检修间隔期: 四年一次大修、二年一次中修,半年一次小修。10. 运输带速度允许误差: 5;11. 制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产.设计要求:1. 减速器装配图1张(A0或A1)2. 轴零件图1张3. 齿轮零件图1张4. 编写设计说明书1份一 传动方案的拟定根据小组分配,在各个传动方案中选择二级展开式圆柱齿轮减速器,其主要特点是:传动比一般为840,用斜齿、
3、直齿或人字齿,其中高速级一般用斜齿,低速级可做成直齿,结构简单,应用广泛;它是二级齿轮减速器中应用最广泛的一种,齿轮相对轴承为不对称布置,因而沿齿向载荷分布不均,要求轴有较大的刚度,高速级常用圆柱斜齿轮,低速级可用直齿轮。高速级齿轮布置应远离输入端,这样,轴的扭转变形将能减小轴的弯曲变形引起的载荷沿齿宽发布不均现象。用于比较平稳的场合。如下图为其传动方案简图:二 电动机的选择1选择电动机类型: 根据面前任务书给定的工作条件,选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电机。2.确定电动机的输出功率(即工作机所需功率):(1)总效率:由设计手册表选取轴承0.98、联轴器10.99、联轴器20.99、卷筒
4、0.96、齿轮传动0.97;又由设计可知,需要3对轴承、2个联轴器、2对齿轮传动,故总效率:得0.983*0.99*0.99*0.96*0.972 =0.83.(2)工作机所需功率:工作机所需功率PdPw/工作机输入功率Pw FV/1000 根据设计条件,F= 1500 N,V= 1.1 m/s 结论:电动机输出功率(即工作机所需功率) Pd1.988 kw3确定电动机的转速:由运输带的工作速度V=Dn/(60X1000)得: 卷筒的转速n= 60 X 1000v/D=95.54 r/min因为二级圆柱齿轮减速器的传动比一般为840,故电动机转速的可选范围为:nmn*(840)(764.323
5、821.6)r/min.4.综上所述,得出结论:符合这范围的电动机同步转速有1000、1500两种,通过对比选择同步转速为1000r/min的较合适,故拟选用电动机类型为:Y 112M-6额定功率为2.2KW,满载转速为nm=940r/min,额定转矩为2.0N.m,极数为6,质量45kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1.计算总传动比:inm/nw940/95.549.84 而二级传动中有:ii1*i22.分配各级传动比考虑到各级传动机构的传动比ii8,原则上要使各级传动承载能力大致相等;使减速器的尺寸与质量较小;使各级齿轮圆周速度较小;采用油浴润滑时,使各级齿轮副的大齿轮浸油深度相差较
6、小,因此大齿轮的直径要相近. i1(1.31.5)i2所以:i13.58, i22.75 i1、i2依次为、轴,、轴间的传动比 四、运动参数及动力参数计算本传动装置从电动机到工作机有三轴,依次为, 轴,则:(1) 各轴转速: 第I 轴:n=940r/min;第轴n=n/i1= nm/ i1=940/3.58=262.57r/min;第轴n=n/i2=940/9.84=95.54r/min;其中,轴是高速轴,轴为低速轴;i1、i2依次为、轴,、轴间的传动比(2) 各轴功率:PI=Pd01 =1.9880.990.98=1.9288kw;PII=PI12=1.92880.980.97=1.8335
7、kw;PIII=PII23=1.83350.980.970.96=1.6732kw;式中,Pd为电动机轴输出的功率,kw;PI、PII、PIII为、轴的输入功率;01、12、23依次为电动机轴与I轴,、轴,、轴间的传动效率。(3) 各轴转矩Td9550Pd/nm9550*1.988/94020.197Nm;TI=Td01=20.197*0.99*0.98=19.595Nm;TII=TIi112=19.5953.580.980.97=66.686Nm; T=TIIi223 =66.6862.750.980.970.96=167.354Nm;式中,Td为电动机轴的输出转矩,;T、TII、T为、轴的
8、输入转矩. 五、传动零件的设计计算1. 初选联轴器类型和型号:(1)联轴器计算转矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.197Nm =26.256 NmT 因为整个运输装置冲击载荷不大,工作环境多尘,考虑维护方便,初选滚子链联轴器.型号GL1 GB/T6069 20022. 各齿轮的设计及选择:(1)轴小齿与轴大齿的配合的设计计算根据前面所述,已知: 输入功率PI=1.9288kw,I轴上小齿轮转速n=940r/min,高速级齿轮传动比i13.58, 低速级齿轮传动比i22.75 1.选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数1) 按图(c)所示的传动方案,选用直齿轮传动。2) 运输
9、机为一般 工作机,速度不高,故选用7级精度。3) 材料选择:根据其工作条件,在满足使用性能的前提下,使加工制造简便和经济.选择小齿轮材料为40Cr调质,硬度为260HBS,大齿轮材料 为45钢(调质)硬度为220HBS,二者材料硬度差为40HBS。4) 选小齿轮齿数Z1=22,大齿轮齿数Z2=i12Z1=3.5822=79 Z3=22, Z4=i34Z3=2.7522=61。2按齿面接触强度计算按式: d1t确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt=1.4小齿轮传递的转矩。 由前一节运动参数计算,己知TI=19.595Nm=1.960 NmmTII=66.686Nm=6.669Nmm由课本表10
10、-7选取齿宽糸数d =1.05由课本表10-6查得材料的弹性影响糸数ZE =189.8.由指导书光盘的软件,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=700MPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa 计算应力循环次数 (I轴上小齿轮)N1=60n1jLh=609401(283008)=2.166 109(II轴上大齿轮)N2=602631(283008)=6.060108N2(II轴上小齿轮)N3= N2 =6.060108(III轴上大齿轮)N4=60961(283008)=2.212108由课本图10-19取接触疲劳寿命糸数KHN1=0.95 K HN2=0.99K
11、 HN3 =0.99 K HN4 =1.06(8)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全糸数S=1H1 = KHN1*Hlim1 /S=0.95*700MPa=665MpaH2= KHN2Hlim2/S=0.99*550MPa=545MPaH3 = KHN3*Hlim1 /S=0.99*700MPa=693MpaH4 = KHN4*Hlim2 /S=1.06*550MPa=583Mpa 1) 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径,代入的都为各对啮合中H较小的值第一个小齿轮:d1t第二个小齿轮:d3t(2)计算圆周速度V=3.1436.143940/(601000)=1.778m/sV34=3
12、.1453.091262.57/(601000)=0.7295m/s(3)计算齿宽b b1=d d1t=136.143mm=36.143mmb3=d d3t=153.091mm=53.091mm(4)计算模数m,齿高h,及齿宽与齿高之比. mt1=1.643mm mt3=2.413mm h1=2.25mt1=2.251.643=3.697mmh2 =2.25mt3=2.252.413=5.429mm=9.78=9.78(5)计算载荷系数K1.查课本10-2表,使用系数KA=1。2.根据V,7级精度,查得动载系数KV1=1.07 KV3=1.02;3.按表10-4查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷
13、分布系数KHB,即得:KHB1=1.308 KHB3=1.312,4.再根据齿宽与齿高之比,查得按弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数KFB1=1.29 KFB3=1.305.查得齿间载荷分布系数KHa1=KFa1=1,KHa3=KFa3=1(直齿轮)。故: 载荷系数 K1=KA1KV1KHa1KH1=11.0711.308=1.399K3=KA3KV3KHa3KH3=11.0211.312=1.338(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:由于试选的糸数与实际载荷糸数十分相近,不必校正.d1= d1t =36.143d3=53.091*(1.338/1.4) 1/3=52.295mm(7)
14、计算模数mnmn1=36.143/22=1.643mn3=52.295/22=2.3773、按齿根弯曲强度计算按式: m1) 确定计算参数(1) 计算载荷系数K11=KA11KV11KFa11KF11=11.0711.29=1.38 K31=KA31KV31KFa31KF31=11.0211.30=1.32(2) 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE3=268MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=FE4=210 MPa(3) 查表得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90 ,KFN2=0.93, KFN3=0.93, KFN4=0.98(4) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳系数S=1.3,得
15、: 191.72 MPa 158.31 MPa (5) 按机械设计教材105表查取齿形系数 =2.72, =2.22 YFa3=2.72. YFa4=2.28(6) 查取应力校正系数= 1.57,=1.77 Ysa3=1.57, Ysa4=1.73(7) 计算大小齿轮的并加以比较:2.72*1.57/185.54=0.023022.22*1.77/150.23=0.02616 大齿轮的数值大,所以取0.026162.72*1.57/191.72=0.022272.28*1.73/158.31=0.02492 大齿轮地数值大,所以取0.024922)设计计算: =1.41 =2.05对比计算结果
16、,由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取=2.0 mm =2.5 mm,已可满足齿根弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按前面接触疲劳强度算得的分度圆直径d来计算应有的齿数。于是由=36.143/2=18.07取Z1=19,则Z2=i12Z1=193.5869=52.295/2.5=20.92取Z3=21,则Z4=Z3i34=212.7558。4几何尺寸计算:1) 计算分度圆直径d1=z1m1=19*2=38mm d2=z2m1=69*2=138mmd3=z3m3=21*2.5=52.5mm d4=z4m3=58*2.5=145mm2) 计算中心距:=(38+1
17、38)/2=88mm3) 计算齿宽=1.0538mm=39.9 mm。圆整后取B2=40mm,B1=45mm=1.0552.5mm=55mm圆整后取B4=55mm,B3=60mm。六 轴的设计计算A. I轴的设计及计算I轴的初步结构图1. 求作用在齿轮上的力圆周力:Ft1= N=1031.58N;径向力:Fr1= Ft1=1031.580.3640=375.46N(圆柱直齿无轴向力)2. 初步确定轴的最小直径,同时选用联轴器I轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2。为了使所选的轴直径d1-2与联轴器的孔相适应,故需同时选取联轴器型号.考虑装拆维护方便,而工作环境又为多尘.选用滚子链联轴
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