机械设计课程设计带式运输机装置.doc
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1、机械设计课程设计说明书设计题目: 带式运输机装置 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 姓 名 学 号 指导教师: 2015年 月 日目 录一、 课程设计任务书二、 电动机的选择三、 传动比的分配四、 V带设计五、 传动装置的运动和动力参数六、 齿轮的传动计算七、 减速器机体的尺寸设计八、 轴的设计及强度校核九、 键的强度较核十、 轴承寿命计算十一、 减速器箱体结构设计及附件选择十二、 润滑方式、润滑油牌号及密封装着的选择十三、 参考文献计 算 及 说 明主 要 结 果一 课程设计任务书题目:带式运输机传动装置1.1 传动系统图1.2 原始数据及工作条件工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振
2、动,空载起动,使用期10年,小批量生产,单两班制工作,运输带速度允许误差为。二 设计要求 按第_5_ 组数据进行设计设计工作量: 设计说明书 1 份 减速器装配图(A0) 1 张 零件图(A2) 2 张三 电动机的选择 3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机,电压380V。3.2 电动机容量的选择所需电动机的输出功率为:Pn=Pwa式中 Pw - 滚筒所需输入功率(KW); a - 传动装置的总效率。工作机的有效功率为: Pw=Fv(1000w)式中 F - 工作机阻力(N); V - 工作机线速度(m/s); w - 输送机滚筒效率。从电动机到
3、工作机传送带间的总效率为:a=12 2 33 2w式中 1 - 联轴器的效率; 2 - 轴承的效率; 3 - 齿轮的效率。由表12-8查找可知:弹性联轴器11=0.995;滚动轴承2=0.98;8级精度的一对齿轮传动效率3=0.97;卷筒滚动w=0.96。所以 a=12 33 21w =0.86;根据原始数据可知:F=2400N;v=1.8m/s;所以 Pw=Fv(1000w)=4.5KW;Pn=Pwa=5.23KW3.3 电动机转速的选择 滚筒的工作转速为:nw=601000vD式中 D - 滚筒的直径(mm); V - 运输机线速度(m/s)所以 nw=601000vD=132.2r/mi
4、n电动机的转速为:nd=ianw式中 ia - 传动装置的总传动比根据手册查表得:圆柱齿轮i=35;两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比ia=840.所以 nd=ianw=1057.6r/min5288r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min;综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和减速器的传动比,选择1500r/min。3.4 电动机型号的确定根据电动机所需的额定功率和同步转速,由课程设计手册查表12-1得:故选定电动机的型号为:Y132S-4;电动机型号额定功率KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132S-45.514402.22.2四 传
5、动装置总传动比的确定及各级传动比分配4.1传动装置总传动比的确定根据电动机满载转速nd及滚筒工作转速nw,可得传动装置的总传动比为:ia=nd/ nw已知nd=1500r/min, nw =132.2r/min;可得:ia=11.354.2各级传动比的分配由传动方案可知,传动装置的总传动比等于各级串联传动机构传动比的连乘积,即:ia=i1*i2式中 i1 - 高速级齿轮的传动比; i2 - 低速级齿轮的传动比。对于两级展开式圆柱齿轮减速器,当两级齿轮的材质相同、齿宽系数相等时,为使高、低速级大齿轮浸油深度大致相近,应使两个大齿轮分度圆直径相近,且低速级大齿轮直径略大,传动比可按下式分配i1=(
6、1.31.5)i式中 i1 - 高速级齿轮传动比; i - 减速器传动比;所以 i1=3.98 其中取i1=1.4 i;i= ia, i2= ia/i1=2.85五 传动装置运动和动力参数的计算5.1各轴转速轴I(电动机轴) nI=nd=1440r/min式中 nd - 电动机的满载转速(r/min);同理 轴II nII=nI/ i1=361.8r/min式中 i1 - I轴至II轴的传动比(高速级齿轮传动比) 轴III(工作机轴) nIII= nII/ i2=132.2r/min式中 i2 - II轴至III轴的传动比(低速级齿轮的传动比)5.2 各轴输入功率轴I P1=Pn*1 =5.2
7、0KW式中 1 - 电动机和轴I之间联轴器的效率 轴II P2=Pn*1*2*3=4.95KW式中 2 - 一对滚动轴承的效率 3 - 一对齿轮传动的效率 轴III P3= Pn*1*22*32=4.70KW工作机轴 Pw= Pn*1*23*32*1=4.5KW式中 1 - 为III轴与工作轴之间联轴器的效率(其中1=1)5.3 各轴转矩电动机轴 T0=9550Pnnd=33.9N.m轴I T1=9550P1nI=33.7N.m轴II T2=9550P2nII=127.5N.m轴III T3=9550P3nIII=331.6N.m工作机轴 Tw=9550Pwnw=325.0N.m现将计算结果汇
8、总如下:轴名功率P/KW转矩T/(N.m)转速n(r/min)电动机轴5.2332.51440轴I5.2032.31440轴II4.95127.5361.8轴III4.70331.6132.2工作机轴4.5325.0132.2六 传动零件设计计算和联轴器的选择6.1 齿轮的设计计算6.1.1 高速级齿轮的设计计算1.材料、热处理及精度 由机械设计表10-1得: 高速级小齿轮选用40Cr调制,齿面硬度为280HBS,取小齿轮齿数Z1=24 高速级大齿轮选用45钢调制,齿面硬度为240HBS,Z2=i1Z1=243.98=95.52,取Z2=96二者材料硬度差为40HBS 初选螺旋角=14 由机械
9、设计表10-7查得d=1。 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。2.按齿面接触强度设计按下式计算,即d1t3(2KtT1)(d)(u1)u (ZHZEH)2 确定公式内的各计算数值 试选Kt =1.6。 由机械设计表10-7查得d=1。 由机械设计图10-30选取区域系数ZH =2.433。 由机械设计图10-26查得1=0.78,2=0.82,则=1+2=1.60。 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2 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Hlim1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550
10、MPa 。 由式10-13计算应力循环次数N1=60 nIjLh=6014401(2830010)=4.21010N2= N1i1=4.210103.98=1.061010 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95。 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,H1= KHN1Hlim1S=0.9600=540MPaH2= KHN2Hlim2S=0.95550=522.5MPaH= (H1H2)2H=(540+522.5)2=531.25MPa 计算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得d1t3(21.63.37104)(11.60)(4.983.
11、98)(2.433189.8531.25)2=41.19 算圆周速度v=d1t nI601000=3.11m/s 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=140.0141.19mnt= (d1tcos)Z1=41.19cos1424=1.67h=2.25mnt =2.251.67=3.76bh=41.193.76=10.95 计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318124tan14=1.902 计算载荷系数K已知使用系数KA=1,根据v=3.11m/s,7级精度。由机械设计图10-8查得:动载系数KV=1.12;由表10-4查得KH=1.417;由表10-13查得KF=1.38;由表10
12、-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.121.4171.4=2.22 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t3KKt=41.1932.221.60=45.94 计算模数mnmn=(d1cos)Z1=(45.94cos14)24=1.863.按齿根弯曲强度设计mn3(2KT1Ycos2dZ12)(YFaYSaF) 确定计算参数 由机械设计图10-21c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限FE1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限FE2=550 MPa 。 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN1=0.88。 计算弯曲疲劳
13、许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得F1= KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPaF2= KFN2FE2S=0.883001.4=238.86 MPa 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.41.38=2.16 根据纵向重合度=1.902由机械设计图10-28查得:螺旋角影响系数Y=0.88。 计算当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27Zv1=Z2cos3=96 cos314=105.09 查取齿形系数由表10-5查得:YFa1=2.592, YFa2=2.172 查取应力校正系数由表10-5查得:YSa1=1.596,YSa2=1.803
14、 计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2YSa2F2=2.1721.803238.86=0.01639大齿轮的数值大设计计算mn3(22.163.371040.88cos21412421.60)(0.01639)=1.29对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn =2.0,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,许按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=45.94来计算应有的齿数。于是由Z1=d1cosmn =45.94cos142=22.29取Z1=22,则Z
15、2=i1Z1=3.9822=87.56; 取Z2=884.几何尺寸计算计算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos=(22+88)22cos14=113.37将中心距圆整为113。按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos(Z1+Z2)mn2a=1418因值改变不多,故参数等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径d1= Z1mncos=222cos1418=45.3d2= Z2mncos=882cos1418=181.39计算齿轮宽度b=dd1=145.3=45.3圆整后取B2=45;B1=50。结构设计因大齿轮齿顶圆直径大于160,而又小于500,故以选用腹板式结构为宜;又因为小齿轮的齿顶圆直径小于16
16、0,故以选用实心结构的齿轮。取分度圆压力角=20;由国家标准GB/T1356-2001中规定:法面齿顶高系数:h*an =1,法面顶隙系数:c*n=0.25,变位系数n=0。法面压力角n=20;法面齿距:Pn=mn =6.283;齿顶高:ha1= ha2=( h*an +n)mn =12=2;齿根高:hf1=hf2=( h*an + c*n-n)mn =(1+0.25)2=2.5;齿顶圆直径:da1=d1+2 ha1=45.3+22=49.3; da1=d2+2 ha2=181.39+22=185.39;齿根圆直径:df1=d1-2 hf1=45.3-22.5=40.3;df1=d2+2 hf
17、2=181.39-22.5=176.39;法面齿厚:sn1=(2+2ntann)mn =22=3.1416当量齿数:Zv1=Z1cos3=22cos31418=24Zv1=Z2cos3=88 cos31418=96绘制大、小齿轮零件图6.1.2低速级齿轮传动的设计1.材料、热处理及精度 由机械设计表10-1得: 高速级小齿轮选用40Cr调制,齿面硬度为280HBS,取小齿轮齿数Z1=24 高速级大齿轮选用45钢调制,齿面硬度为240HBS,Z2=i2Z1=242.85=68.4,取Z2=68二者材料硬度差为40HBS 初选螺旋角=14 由机械设计表10-7查得d=1。 按GB/T10095-1
18、998,选择7级,齿根喷丸强化。2.按齿面接触强度设计按下式计算,即d1t3(2KtT2)(d)(u1)u (ZHZEH)2 确定公式内的各计算数值 试选Kt =1.6。 由机械设计表10-7查得d=1。 由机械设计图10-30选取区域系数ZH =2.433。 由机械设计图10-26查得1=0.78,2=0.87,则=1+2=1.65。 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2 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Hlim1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550 MPa 。 由式10-13计算应力循环次数N1=60
19、nIIjLh=60361.81(2830015)=1.563109N2= N1i1=1.5631093.98=0.3923109 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95。 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,H1= KHN1Hlim1S=0.9600=540MPaH2= KHN2Hlim2S=0.95550=522.5MPaH= (H1H2)2H=(540+522.5)2=531.25MPa 计算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得d1t3(21.61.275105)(11.60)(3.852.85)(2.433189.8531.25)
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