矿用耙斗装岩设备传动装置设计I9

机械课程设计计算说明书题目矿用耙斗装岩设备传动装置设计I9班级机自10—3班学号06102696姓名朱群指导老师日期21、设计任务书题目：矿用耙斗装岩设备传动装置设计1.设计条件1）机器功用将开采的散块岩石，用耙斗装到运输机上；2）工作情况通过离合器控制耙斗的工作和返回，工作中载荷不均，有中等冲击；3）运动要求耙斗运动速度误差不超过7%；4）工作能力储备余量15%；5）使用寿命8年，每年300天，每天8小时，主动滚筒。返回滚筒定期交换；6）检修周期半年小修，两年大修；7）生产批量单件、小批量生产；8）生产厂型中等机械厂。2.原始数据题号I9主滚筒工作拉力（kN）7.5主滚筒圆周速度（m/s）1.3主滚筒工作直径（mm）2803.设计任务1）设计内容①电动机选型；②传动件设计；③减速器设计；④离合器选型设计；⑤滚筒轴系设计；⑥滚筒设计；⑦其他。2）设计工作量①传动系统安装图1张；②减速器装配图1张；③零件图两张④设计计算说明书一份。4.设计要求1)要求减速器设计成锥-圆柱齿轮减速器。2）设计时要求要有一对斜齿轮。3计算项目及说明结果2.传动方案的拟定1）该设备不需要立式结构，故采用卧式减速器。2）由于该设备工作中载荷不均，有中等冲击，轴线相互垂直传动，故减速器为锥—圆柱齿轮。3）根据工作机构——滚筒的工作直径和工作速度计算滚筒转速。88.72r/minπ)*280/(3.1*1000*60π11000*60'vn准备选用1000minr的Y系列电动机，因此初步的总传动比27.1172.88/1000i,按i11.27选定二级齿轮减速器。4）为加工方便采用水平剖分式。5）由于离合器和圆锥齿轮传动的轴向力存在，故I、II、III轴处均采用两个圆锥滚子轴承；6）电动机与输入轴之间采用凸缘联轴器,输出轴和工作机构之间采用选用机械拉键离合器。传动方案最后确定为上图所示型43.选择电动机3.1选择电动机的类型和结构形式按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，Y系列，封闭式结构，电压380V，频率50Hz。3.2选择电动机容量工作机主动轴功率：根据公式WW1000FVP,F为主滚筒工作拉力，V为主滚筒工作速度。由此得出：W75001.3W9.75W1000Pkk传动装置的总效率：123n=式中1——联轴器的效率10.992——圆锥滚子轴承的效率（2对）20.983——角接触轴承的效率30.994——圆锥齿轮的传动传递效率40.965——圆柱齿轮传动的传递效率50.976——卷筒的效率60.967——离合器的效率70.99则12372=0.990.980.990.960.970.960.960.83W9.75WPk0.835wPp'd=WWk84.10k83.09电动机所需功率：'ddKp1.15*10.8412.46KWP3.3确定电动机的转速滚筒的工作转速为：601000vn'6010001.388.72min280Dr按机械设计课程上机与设计表5-1查得圆锥—圆柱齿轮减速器直齿锥齿轮的传动比一般范围为：a8~22i，故电动机转速'd8~22709.8~1951.8r/minnn根据额定功率edP≥dP，且转速满足d709.8/min1951.8/minrnr，按机械设计课程上机与设计表16.2选得电动机型号为Y180L-6其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速minr堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y180L-6159701.82.04.传动比的分配d12.46KWPY180L-664.1传动装置总传动比总传动比97010.9388.72mnin4.2分配各级传动比按直齿轮圆柱齿轮传动比a0.250.2510.932.73ii锥又因锥齿轮的传动比34，故取3.3i锥则10.933.313.3i柱5.计算传动装置的运动和动力参数5.1各轴转速计算由传动比分配结果计算轴速imnni0970minrno19709701minminInrrnio2970293.943.3minminIInrrni3293.9488.83.31minminIIIInrrniwn88.88minIVIIIrnn5.2各轴功率计算由机械效率计算各轴功率dPPd12.46kWP10.93i3.3i锥3.31i柱0970minrn970minIrnn293.94minIIr88.88minIIIrnn88.88minIVr7d1212.460.990.9812.09WIPPk＝2412.090.960.9811.37WIIIPPk3511.370.990.9710.81WIIIIIPPk5.3各轴转矩计算9550955012.09119.03Nmn970IIIPT9550955011.37369.41mn293.94IIIIIIPTN9550955010.811161.52Nmn88.88IIIIIIIIIPT轴号r/minn（）转速r/minn（）输出功率kWP（）输出扭矩(Nm)T传动比i效率电机轴97012.46122.67I轴97012.09119.0310.97II轴293.9411.37369.413.30.94III轴88.8810.811161.523.310.95滚筒轴88.8810.381115.3110.966.传动件的设计计算6.1圆锥直齿齿轮传动的计算6.1.1选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数由《机械设计》表6.2选取小齿轮40Cr调质大齿轮45正火d12.46kWP12.09WIPk11.37WIIPk10.81WIIIPk119.03NmIT369.41mIITN1161.52NmIIIT8计算许用接触应力[]H由HlimHNHmin[]=SZ式中，H[]—试验齿轮的接触疲劳强度极限，2N/mm,HminS—接触强度计算的最小安全系数，通常HminS1~1.5NZ—接触强度计算的寿命接触疲劳极限limH查图6-4得:2Hlim1700N/mm,2Hlim2550N/mm接触强度寿命系数NZ其中应力循环次数N由式6-791N=609701830081.6810821NN/i=5.0910所以由图6-5得N1Z=N2Z=1接触强度最小安全系数minSH取1则2H1[]=7001/1N/mm2H2[]=5501/1N/mm计算许用弯曲应力F[]FlimFNXFmin[]=SYY1HBS260HBS2HBS240HBS2Hlim1700N/mm2Hlim2550N/mm911.6810N825.0910NN1Z=N2Z=1Hlim1S2H1[]700N/mm2H2[]550N/mm9式中Flim—试验齿轮的弯曲疲劳强度极限FminS—弯曲强度计算的最小安全系数，minS1.4~3FNY—弯曲强度计算的寿命系数XY—弯曲强度计算的尺寸系数弯曲疲劳强度极限limF查图6-7得2Flim1=540N/mm2Flim2=420N/mm弯曲强度计算的寿命系数查6-8图得N1Y=N2Y=1弯曲强度计算的尺寸系数查图6-9（设模数m小于5mm）得X=1Y弯曲强度计算的最小安全系数minSF取1.4，则F1[]=54011/1.4F2[]=42011/1.46.1.2按齿面接触强度设计确定齿轮传动精度等级，预估计圆周速度t7/vms，参考表6.7、表6.8选择II公差组7级小轮大端分度圆直径1d，由式6-202H[]550N/mm2Flim1540N/mm2Flim2420N/mmH1H21YYX1YFlim1.4S2F1[]450N/mm2F2[]300N/mm1022dm1EH312dmH2111KTuZZduu其中AVKKKKAK—使用系数VK—动载系数K—齿向载荷分布系数EZ—材料弹性系数HZ—节点区域系数齿宽系数dm查表6.14取dm0.55小轮齿数1z在推荐值中20~40中选26大轮齿数213.32685.8ziz圆整取齿数比21/86/263.31uzz传动比误差/3.313.3/3.30.0030.05uu（）小轮转矩1T66119.5510/9.551012.09/970=119030TPn载荷系数KAVKKKKAK—使用系数查表6.3VK—动载系数由推荐值1.05~1.4K—齿向载荷分布系数由推荐值1.0~1.2II公差组7级dm0.55126z286z3.31u1119030NmmTA1.5KV1.2K11载荷系数KAV1.51.21.11.98KKKK材料弹性系数EZ查表6.4节点区域系数HZ查图6-3，故223120.5521.981190303.311189.82.510.553.315503.311d齿轮模数m11/101.27/263.895mmmdz按表6.6取圆整小轮大端分度圆直径11426dmz小轮平均分度圆直径m1ddm1m11220.55/1104/113.311ddu圆周速度mm11/6000089.72970/600004.55m/svdn齿宽bdmm10.5589.7249.34mmbd6.1.3校核齿根弯曲疲劳强度由式6-212dm1FFaSaF21211KTYYbdmu式中FaY—齿形系数SaY—应力修正系数1.1K1.98K2E189.8N/mmZH2.5Z1101.27mmd4mmm1104mmd189.72mmmd4.55m/smv50mmb12当量齿数vz21111/cos26=27.16vuzzu222122.143.31=296.49vvzzu齿形系数FaY查表6.5小轮Fa1Y大轮Fa2Y应力修正系数SaY查表6.5小轮Sa1Y大轮Sa2Y故2F1221.981190300.5512.571.5955010443.3112F2221.981190300.5512.211.775010443.3116.1.4几何尺寸计算大轮大端分度圆直径2d22486dmz锥距R2212/2Rdd小轮大端顶圆直径1112cosaddm大轮大端顶圆直径2222cosaddm6.2斜齿圆柱齿轮传动的计算6.2.1选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数127.16vz2296.49vzFa12.57YFa22.21YSa11.595YSa21.77Y2F1107.69N/mm2F2102.77N/mm齿根弯曲强度满足2344mmd179.69mmRa1111.66mmda2351.66mmd13由表6.2选小齿轮40Cr调质大齿轮45正火6.2.1.1计算许用接触应力H[]由式6—6HlimHNHmin[]=SZ式中，H[]—试验齿轮的接触疲劳强度极限，2N/mm,HminS—接触强度计算的最小安全系数，通常HminS1~1.5NZ—接触强度计算的寿命⑴接触疲劳极限Hlim查图6-4得：2Hlim1650N/mm,2Hlim2550N/mm⑵接触强度寿命系数NZ其中应力循环次数N由式6-712N=60n60293.941(83008)hjL2N=1N