机械设计课程设计-带式输送机传动装置

机械设计课程设计计算说明书题目带式输送机传动装置指导教师卓耀彬院系机电建工学院班级机自082学号08105010242姓名李文尚完成时间2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、计算总传动比及分配各级的传动比…………………….6五、运动参数及动力参数计算……………………….………7六、传动零件的设计计算……………………………….……8七、轴的设计计算……………………………………………16八、滚动轴承的选择及校核计算……………………………26九、键联接的选择及计算……………………………………28十、联轴器的选择…………………………………………….29十一、润滑与密封…………………………………………….29十二、参考文献………………………………………………30十三、附录（零件及装配图）………………………………303一、设计任务1、带式输送机的原始数据输送带拉力F/kN4输送带速度v/(m/s)2.0滚筒直径D/mm4502、工作条件与技术要求1）输送带速度允许误差为：±5%；2）输送效率r：0.96；3）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；4）工作年限：8年；5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；6）动力来源：电力，三相交流，电压380V，7）检修年限：四年一大修，两年一中修，半年一小修；8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。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。4计算及说明结果二、传动方案拟定方案一：1、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；带的寿命较短；传动效率较低。方案二：1、结构特点：5计算及说明结果1）外传动为联轴器传动；2）减速器为二级斜齿圆柱齿轮传动。2、该方案的优缺点：优点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。缺点：减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。故选择方案二较合理。三、电动机的选择1.选择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，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.确定电动机效率Pw按下试计算1000式中Fw=4000NV=2m/s工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取w=0.96代入上式得pw=96.0100024000=8.33Kw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由式223gcr由《机械设计课程设计》表2-2滚动轴承效率r=0.99：联轴器传动效率c=0.99：齿轮传动效率g=0.98（7级精度一般齿轮传动）则=0.91所以电动机所需工作功率为按方案二设计pw=8.33Kw13.9poKw电机的额定功率Kwpw11min93.84rnw6计算及说明结果13.991.033.8poKw因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于p0即可。按《机械设计课程设计》表16-1中Y系列电动机数据，选电动机的核定功率pw为11kw。3.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，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比25~9'i而工作机卷筒轴的转速为min93.8426104rDnw所以电动机转速的可选范围为min)25.2123~37.764(min93.84)25~9('rrninwd则根据电机的转速以及电机的额定功率有《机械设计课程设计》表16-1查得：电机型号额定功率同步转速/minr满载转速/minr总传动比iY160L-611100097011.42Y160M-4111500146017.19综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000minr的Y系列电动机Y160L-6,其满载转速为wn970r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在《机械设计课程设计》16-2,表16-37中查的。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比由上一步得总传动比i=11.422、传动比的分配电机型号为：Y160L-6i=11.42初选i1=3.9i2=2.9min970nrⅠnⅡ=248.72minrnⅢ=85.77minrnw=85.77minrp0=9.13kwpⅠ=9.04kwpⅡ==8.77kwpⅢ=8.51kwpw=8.34kw7计算及说明结果ii)4.1~3.1(1初选i1=3.9i2=2.9ii21=11.31又)991.11~849.10()05.1~95.0(i所以)991.11~849.10(21ii五、运动参数及动力参数计算1、各轴的转速Ⅰ轴min970mnrnⅠⅡ轴inn1ⅠⅡ=9.3970=248.72minrⅢ轴inn2ⅡⅢ=9.272.248minr=85.77minr滚筒轴nnwⅢ=85.77minr2、各轴转速输入功率p0=9.13kwⅠ轴c0ppⅠ=99.013.9=9.04kwⅡ轴rgppⅠⅡ=98.099.004.9=8.77kwⅢ轴rgppⅡⅢ=98.099.077.8=8.51kw滚筒轴rcwppⅢ=8.34kw3、各轴的输入转矩计算Ⅰ轴TⅠ=np9550ⅠⅠ=m.N97004.99550=89.00mN.Ⅱ轴TⅡ=np9550ⅡⅡ=m.N72.24877.89550=336.74mN.Ⅲ轴TⅢ=np9550ⅢⅢ=m.N77.8551.89550=947.54mN.TⅠ=89.00mN.TⅡ=336.74mN.TⅢ=947.54mN.Tw=928.61mN.To=89.89mN.初选：z1=24z2=94u==3.9167Kt=1.6ZH=2.4338计算及说明结果工作轴Tw=m.N77.8534.89550=928.61mN.电机轴To=m.N97013.99550=89.89mN.六、传动零件的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)3）材料选择。由《机械设计》表10-1，选择小齿轮材料为45钢，调质处理，平均硬度为235HBS，大齿轮为45钢，正火，硬度为190HBS，二者材料硬度差为45HBS。4）选小齿轮齿数z1=24，则：z2=zi11=9.324=93.6取z2=94齿数比u=2494=3.91675）初选螺旋角=1402、按齿面接触疲劳强度设计3211]][[1.2HEHuuZZTkddtt（1）确定公式内的各项数值1）试选载荷系数Kt=1.62）由《机械设计》图10-30选取区域系数ZH=2.4333）由《机械设计》图10-26查得1=0.7882=0.863；则：=1+2=1.6514）小齿轮传递的转矩T1ⅠT=89.00mN.=8.9104mNm.5）由《机械设计》表10-7选取齿宽系数d=1。6）由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa（大小齿轮均采用锻造）=1.651ZE=189.8Mpa][1H=517Mpa][2H=397.8Mpa][H=457.4Mpa9计算及说明结果7）由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=550Mpa；由图10-21c按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限2limH=390Mpa。8）计算应力循环次数lnNhj1160=6010300821970=2.7936109；N12.7936109/3.9167=7.13251089）由《机械设计》图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.94KHN2=1.02。10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，][1H=SHHNK1lim1=0.94550Mpa=517Mpa][2H=SHHNK2lim2=1.02390Mpa=397.8Mpa][H=2][][21HH=457.4Mpa（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径dt13211]][[1.2HEHuuZZTkddtt=324]4.457433.28.189[109167.319167.3.651.119.86.12=60.433mm2）计算圆周速度v=smndt6000011=sm60000970433.6014.3=3.068sm3）计算齿宽b及模数mntb=dtd160.433mmmnt=zdt10114cos=24cos433.60140=2.443mmv=3.068sm齿宽b60.433mm模数mnt=2.443mm齿高h=5.474mm纵向重合度=1.903KH=1.46载荷系数K=2.2910计算及说明结果4）齿高h=2.25mnt=2.252.433mm=5.474mmb/h=11.045）计算纵向重合度=tan318.01zd=140tan241318.0=1.9036）计算载荷系数K由《机械设计》表10-2查得：使用系数KA=1；根据v=3.068m/s,8级精度、由《机械设计》图10-8查得：kv=1.12；由表10-3查得：kH=kF=1.4（假设KAFt/b100N/mm）由表10-4查得：8级精度、调质处理小齿轮相对支承非对称布置时：bddKH1032231.0)6.01(18.015.1=433.6031.01)61.01(18.015.1103=1.46根据b/h=11.04KH=1.46由图10-13查得：KF=1.4。故载荷系数KKKKHHvAK=4.146.112.11=2.297)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径311KddttK=60.43336.129.2=68.105mm8）计算模数mn=zd11cos=24cos105.68140=2.753mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计3221][.12cosFSaFadtYYzYTmK（1）确定计算参数1）计算载荷系数KKKKFFaVAK=4.14.118.11=2.1172）根据纵向重合度=1.903由《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88。3）计算当量齿数zv1=cos31z=1424cos3=26.2711计算及说明结果zv2=cos32z=1494cos3=102.904)查取齿数系数及应力校正系数。由《机械设计》表10-5查得：YFa1=2.590YFa2=2.173YSa1=1.598YSa2=1.7945）由《机械设计》图10-20C按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=380MPa,由图10-20B按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE=325Mpa。6）由《机械设计》图10-18查弯曲疲劳寿命系数KFN1=