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学院:专业:课程名称:机械设计基础设计日期:2011年12月19日指导老师:学生名字:学号:目录一、设计任务………………………………………………...…3二、传动方案拟定…………….……………………………….4三、电动机的选择……………………………………….…….5四、计算总传动比的分配…………………………………….6五、传动系统的运动和动力参数计算……………………….7六、加速器传动零件的设计计算…………………………….8七、减速器轴的设计计算……………………………………16八、减速器滚动轴承的选择及寿命计算……………………26九、键联接的选择及计算……………………………………28十、联轴器的选择…………………………………………….29十一、加速其箱体及附件设计………………………………十二、润滑与密封…………………………………………….29十三、小结…………………………………………………….十四、参考文献………………………………………………30十五、附录(零件及装配图)………………………………30一、设计任务1、带式输送机的原始数据输送带拉力F/kN2.6输送带速度v/(m/s)1.4滚筒直径D/mm3602、工作条件与技术要求1)输送带速度允许误差为:xx%;3)工作情况:连续单向运转,两班制工作,载荷变化不大;4)工作年限:5年;6)动力来源:电力,三相交流,电压380V,3、设计任务量:1)减速器装配图一张(A0);2)零件工作图(包括齿轮、轴的A3图纸);3)设计说明书一份。计算及说明结果二、传动方案拟定方案:1、结构特点:1)外传动机构为带传动;2)减速器为一级齿轮传动。2、该方案优缺点:优点:适用于两轴中心距较大的传动;、带具有良好的挠性,可缓和冲击,吸收振动;过载时打滑防止损坏其他零部件;结构简单、成本低廉。缺点:传动的外廓尺寸较大;、需张紧装置;由于打滑,不能保证固定不变的传动比;带的寿1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带214563计算及说明结果命较短;传动效率较低。三、电动机的选择1.电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机,卧式封闭自扇冷式结构,电压380V。2.工作机功率PW(KW)1000式中Fw=2600NV=1.4m/sηW是带式输送机的功率,取ηW=0.95代入上式得pw=95.010004.12600=3.83Kw电动机的输出功率功率oP按下式wokwPP式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率经查表,弹性联轴器1个,联轴器传动效率c=0.99;滚动轴承2对,滚动轴承效率r=0.99;圆柱齿轮闭式1对,齿轮传动效率计算及说明结果g=0.97;V带开式传动1幅,η1=0.95;卷筒轴滑动轴承润滑良好1对,η5=0.98;总功率η=η1rgcη5=0.8762所以电动机所需工作功率为8762.083.3po4.37Kw考虑1.0~1.3的系数,电动机额定功率Pm=(1.0~1.3)P0Pm=4.37~5.68kW,取5.5kW3.确定电动机转速按《机械设计课程设计》表2-3推荐的传动比合理范围,一级同轴式圆柱齿轮减速器传动比20~6i而工作机卷筒轴的转速为min31.744.16104rDnw所以电动机转速的可选范围为nm=455.86~1486.2电动机选型:Y132M1-6参数如下额定功率Pm=5.5kW电动机转速nm=960四、计算总传动比及分配各级的传动比pw=3.83Kw总效率8762.0电电机所需工计算及说明结果1)总传动比i∑=nm/nw=960/74.31=12.922)总传动比i∑=i1×i2试取i1=3.2,i2=4五、运动参数及动力参数计算1、各轴的转速Ⅰ轴n1min960mrnⅡ轴n2==2.3960=300minr滚筒轴nw=n2=300minr2、各轴转速输入功率p0=4.37kwⅠ轴c0ppⅠ=99.037.4=4.33kwⅡ轴rg12=97.099.033.4=4.15kw滚筒轴rcw2p=4.07kw3、各轴的输入转矩计算Ⅰ轴TⅠ=np9550ⅠⅠ=m.N96033.49550=43.07mN.Ⅱ轴T2=229550n作功率po4.37Kw电机的额定功率Pm=5.5kWmin31.74rnw电机型号为:Y132M1-6电动机转速计算及说明结果=m.N30015.49550=132.11mN.工作轴Tw=wnw9550=m.N30007.49550=129.56mN.电机轴Tm=mmnp9550=m.N9605.59550=54.71六、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算(1)选择普通V带截型由课本[3]P153表8-9得:kA=1.3P0=4.37KWV带传送功率Pc=KAP0=1.3×4.37=5.681KW据Pc=5.681KW和n1=960minr由课本[3]P154图8-12得:选用B型V带(2)确定带轮基准直径,并验算带速由[3]课本P145表8-4,取d1=140mmdmin=125d2=i带d1(1-ε)=3.2×125×(1-0.02)=392mmnm=960r/mini=12.92初选i带=i1=3.2,i齿轮=i2=4n1min960rn2=300minrnw=n2=300minrp0=4.37kwP1=4.33kwP2=4.15kw计算及说明结果由[3]课本P145表8-4,取d2=400mm带速V:V=πd1n1/60×1000=π×125×960/60×1000=6.28m/s在5~25m/s范围内,带速合适。(3)确定带长和中心距初定中心距a0=1.5×(d1+d2)=810mmL0=2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=2×810+3.14(140+400)+(400-140)2/4×450=3336.46mm根据课本[3]表P143(8-5)选取相近的Ld=3550mm确定中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=810+(3550-3336.46)/2=916.77mm(4)验算小带轮包角α1=180·-57.3·×(d2-d1)/aPW=4.07kwTⅠ=43.07mN.T2=132.11mN.Tw=129.56mN.Tm=54.71mN.计算及说明结果=180·-57.3·×(400-140)/916.77=163.75·120·(适用)(5)确定带的根数单根V带传递的额定功率.据d1和n1,查课本[3]P151图8-6得P0=2.08KW,由课本[3]式(8-17)得传动比i=d2/d1(1-ε)=400/140(1-0.02)=2.92查[3]表8-8,得Kα=0.95;查[3]表8-3得KL=1.09,查[3]表8-7得△Po=0.3KWZ=PC/[(Po+△Po)KαKL]=5.681/[(2.08+0.3)×0.95×1.09]=2.31(取3根)(6)计算轴上压力由课本[3]表8-2,查得q=0.,17kg/m,由课本[3]式(8-32)单根V带的初拉力:Pc=5.681KWd1=140mmd2=400mmV=6.28m/sa0=810mmL0=3336.46mma=916.77mm计算及说明结果F0=500PC/ZV[2.5/Ka-1]+qV2=500x5.681/3x6.28[(2.5/0.95-1)]+0.17x39.4384=252.69N则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×252.69sin(163.75·/2)=291.55N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。查阅表[3]表5-5,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;精度等级:运输机是一般机器,速度不高,查阅表[3]表5-4,故选8级精度。α1=163.75·P0=2.08KW传动比i=2.92△Po=0.3KWZ取3根F0=252.69NFQ=291.55N计算及说明结果(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下:传动比i齿=4取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1=4×20=80取Z2=80根据工作条件,选取载荷系数为K=1.3由课本[3]表5-8取φd=1.1(3)转矩T1T1=9550×10×10×10×P1/n1=9550×10×10×10×4.37/960=43472.4Nm(4)根据工作条件,选取载荷系数为K=1.32、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。查阅表[3]表5-5,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面Z1=20Z2=80T1=43074.48NmN1=1.3824×109N2=3.456×108计算及说明结果硬度240HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为200HBS;精度等级:运输机是一般机器,速度不高,查阅表[3]表5-4,故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥[(2KT1/φd)(u+1/u)(ZEZH/[σH])2]1/3确定有关参数如下:传动比i齿=4取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1=4×20=80取Z2=80根据工作条件,选取载荷系数为K=1.3由课本[3]表5-8取φd=1.1(3)转矩T1T1=9550×10×10×10×P1/n1=9550×10×10×10×4.33/960=43074.48Nm(4)根据工作条件,选取载荷系数为K=1.3,标准齿轮ZH=2.5d1≥43.85mmm=2.5mmd1=50mmd2=200mm计算及说明结果(5)由课本[3]表5-7查得材料的影响系数ZE=188Mpa1/2(5)许用接触应力[σH],由课本[3]图5-28查得:σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa(6)应力循环次数:按一年300个工作日,每班8h计算,由课本[3]公式(5-16)N=60njLh计算N1=60×960×1×2×8×300×5=1.3824×109N2=N1/i齿=1.3824×109/4=3.456×108(7)查[3]课本图5-26中曲线1,得KHN1=1.0,KHN2=1.05(8)接触疲劳许用应力取安全系数S=1.0,失效率为1%,由[3]课本式5-15得:[σH]1=KHN1σHlim1/S=600x1/1=600Mpa[σH]2=KHN2σHlim2/S=550x1.05/1=577.5Mpa故得:F1=1772.98NσF1=72.75MpaσF2=65.88MpaV=2.512m/s计算及说明结果(9)计算小齿轮分度直径d1,带入[σH]中较小值d1≥[(2KT1/φd)(u+1/u)(ZEZH/[σH])2]1/3=[(2×1.3×43074.48/1.1)(5/4)(2.5×188/577.5)2]1/3=43.85mm模数:m=d1/Z1=43.85/20=2.19mm由课本[3]表5-1,取模数m=2.5mmd1=mZ1=2.5×20=50mm(10)校核齿根弯曲疲劳强度由课本[3]表5-6,差得弯曲疲劳寿命系数和应力修正系数:YFa1=2.8YSa1=1.55;YFa2=2.22YSa2=1.77由应力循环次数查课本[3]图5-25得弯曲疲劳寿命系数:KFN1=0.85KFN2=0.9由课本[3]图5-27两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为:σFE1=500MpaσFE2=380Mpad=35mmFt=3.09NFr==1.12NT==132108NFt=1321.08NFr=480.83N计算及说明结果计算弯曲疲劳强度,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由课本[3]式5-15得:[σ
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