设计带式输送机中的传动装置课程设计说明书.docx
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设计带式输送机中的传动装置课程设计说明书
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目:
设计带式输送机中的传动装置
专业年级:
机械12-4
学号:
1230060430
学生姓名:
张君鹏
指导教师:
刘丽芳
机械工程系
完成时间2014年7月4日
机械设计课程设计任务书
学生姓名:
张君鹏学号:
1230060430专业:
机械12-4
任务起止时间:
2014年6月23日至2014年7月4日
设计题目:
设计带式输送机中的传动装置
一、
传动方案如图1所示:
1轴
图1带式输送机减速装置方案
二、原始数据
滚筒直径d/mm
800
传送带运行速度v/(m/s)
1.8
运输带上牵引力F/N
2200
每日工作时数T/h
24
传动工作年限
5
单向连续平稳转动,常温空载启动。
三、设计任务:
1.减速器装配图1张(A0图纸)
2.低速轴零件图1张(A3图纸)
3.低速轴齿轮零件图1张(A3图纸)
4.设计说明书1份
在三周内完成并通过答辩
参考资料:
《机械设计》《机械设计基础》《课程设计指导书》《机械设计手册》
《工程力学》《机械制图》
指导教师签字:
2014年6月23日
一、电机的选择
1.1选择电机的类型和结构形式:
依工作条件的要求,选择三相异步电机:
封闭式结构
U=380V
Y型
1.2电机容量的选择
工作机所需的功率PW=Fv/1000=3.96kW
V带效率η1:
0.96
滚动轴承效率(一对)η2:
0.99
闭式齿轮传动效率(一对)η3:
0.97
联轴器效率η4:
0.99
工作机(滚筒)效率η5(ηw):
0.96
传输总效率η=0.825
电动机所需的输出功率Pd=PW/η=4.8kW
1.3电机转速确定
卷筒轴的工作转速
=42.97r/min
V带传动比的合理范围为2~4,两级齿轮减速器传动比的合理范围为8~40,则总传动比的合理范围为
=16~160,故电动机转速的可选范围为:
=688~6875r/min
在此范围的电机的同步转速有:
750r/min;1000r/min;1500r/min;3000r/min
依课程设计18-1:
Y系列三相异步电机技术参数(JB/T9616-1999)选择电动机
型号:
Y132S-4额定功率Ped:
5.5kw
同步转速n:
1500r/min满载转速nm:
1440r/min
二、传动装置的运动和动力参数计算
总传动比:
33.51
2.1分配传动比及计算各轴转速
取V带传动的传动比i0=3
则减速器传动比i=i/i0=11.17
两级圆柱齿轮减速器
高速级的传动比
3.954
则低速级传动比
2.825
2.2传动装置的运动和动力参数计算
0轴(电动机轴)
4.8kW
1440r/min
31.8N⋅m
1轴(高速轴)
4.608kW
480r/min
91.68N⋅m
2轴(中间轴)
4.425kW
121.396r/min
348N⋅m
3轴(低速轴)
4.249kW
42.97r/min
944N⋅m
4轴(滚筒轴)
4.164kW
42.97r/min
925.4N⋅m
以上功率和转矩为各轴的输入值,1~3轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。
各轴运动和动力参数如下表:
表2-1各轴运动和动力参数
轴名
功率P/kW
转矩T/N⋅m
转速n/(r/min)
传动比i
输入
输出
输入
输出
0轴
4.8
31.8
1440
1轴
4.608
4.56
91.68.
91.1
480
3
2轴
4.425
4.38
348
344.5
121.396
3.954
3轴
4.249
4.21
944
934.56
42.97
2.825
4轴
4.164
4.12
925.4
915.75
42.97
1
三、V带传动设计
3.1确定计算功率
根据已知条件结合教材《机械设计》由表8-8得到工作情况系数KA=1.4,故Pca=KA⋅Pd=6.72kW。
3.2选择普通V带型号
已知Pca,nm,结合教材《机械设计》由图8-11确定所使用的V带为A型。
3.3确定带轮基准直径并验算带速
(1)结合教材《机械设计》由表8-7;8-9,初选小带轮直径dd1=100mm。
(2)验算带速:
7.54m/s,满足5m/s (3)计算大带轮的基准直径 300mm。 根据表8-9,取标准值315mm。 3.4确定V带中心距和基础长度 (1)根据 ,初定中心距a0=550mm。 (2)计算所需的带长 =1772.89mm。 由表8-2,对A型带进行基准长度Ld=1750mm。 (3)实际中心距 539mm 中心距的变化范围 513~591.5mm。 3.5验算小带轮包角 157º>120°合格。 3.6计算V带根数Z 由nm,dd1结合教材《机械设计》查表8-4得P0=1.312kW。 由nm,i0,A型带,查表8-5得∆P0=0.169kW。 已知α1查表8-6得Kα=0.938,已知Ld查表8-2得KL=1.00 则V带根数 4.838,取z=5。 3.7计算压轴力 由教材《机械设计》表8-3,可知A型带单位长度质量q=0.105kg/m。 单根V带的初拉力最小值: =154.38N。 压轴力的最小值: =1512.8N。 四、设计减速器内传动零件(直齿圆柱齿轮) 4.1高速级齿轮传动设计计算 (1)选择材料及确定许用应力 由教材《机械设计》表10-1确定以下参数: 表4-1高速级齿轮材料及许用应力 齿轮 热处理方式 齿面硬度 /MPa /Mpa 小齿轮 40Cr调质 280HBS 600 500 大齿轮 45钢调质 240HBS 550 380 由表10-22,10-23,取安全系数SH=1,SF=1.4。 则许用应力为: 600MPa 550MPa 357MPa 271MPa (2)按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造,由教材《机械设计》204页设定载荷系数K=1.3,由表10-7得齿宽系数Φd=1.0,由表10-5可得弹性系数ZE=189.8 。 小齿轮传递的(输入)转矩: T1=9.168×10³N⋅mm 小齿轮分度圆直径: 57.787mm。 齿数取z1=24,z2=i1z1≈95,故实际传动比i1=z2/z1=3.96。 齿宽 57.787mm,圆整得b=58mm。 取大齿轮齿宽b2=b=58mm,为补偿安装误差,取小齿轮齿宽b1=b2+(5~10)=66mm。 模数m=d1t/z1=2.4077,按《机械原理》P180,取标准模数m=2.5,实际分度圆直径 60mm, 237.5mm,中心距 148.75mm。 (3)验算齿轮弯曲强度 由教材《机械设计》上图10-17,取齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.23,应力修正系数YSa1=1.58,YSa2=1.76。 判断: 114.718MPa≦[σF1] 判断: 107.534MPa≦[σF2] 满足条件,安全。 (4)齿轮的圆周速度 1.508m/s。 (5)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=1.508,8级精度,由图10-8查得动载系数KV=1 齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=3329N KAFt1/b=54.7N/mm<100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2 由表10-4查得齿向载荷分布系数KHβ=1.458 由此得到实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1.8826 (6)小齿轮实际分度圆直径 d1=d1t√KH/KHt=65.3785 (7)齿轮其它参数确定 模数m=d1/Z1=2.724取标准模数m=3 实际齿数 小齿轮Z1=d1/m=21.792取Z1=22 大齿轮Z2=i1Z1=86.988取Z2=87 分度圆直径 小齿轮d1=Z1m=66mm 大齿轮d2=Z2m=261mm 齿宽b=Φdd1=66mm 大齿轮b2=b=66mm 小齿轮b1=b2+8=74mm 查得Z1=22Z2=87时齿形系数YFa1=2.72,YFa2=2.206,应力修正系数YSa1=1.57,YSa2=1.777。 判断: 103.42MPa≦[σF1] 判断: 94.94MPa≦[σF2] 齿轮的圆周速度 1.508m/s 校核查得 使用系数KA=1;动载系数KV=1.077;齿间载荷分配系KHα=1.2 载荷分布系数KHβ=1.458 实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1.8843 合格 4.2低速级齿轮传动设计计算 (1)选择材料及确定许用应力 由教材《机械设计》表10-1确定以下参数: 表4-2低速级齿轮材料及许用应力 齿轮 热处理方式 齿面硬度 /Mpa /Mpa 小齿轮 调质 280HBS 600 500 大齿轮 调质 240HBS 550 380 由表10-22,10-23,取安全系数SH=1,SF=1.4。 则许用应力为: 600MPa 550MPa 357MPa 271MPa (2)按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造,由教材《机械设计》204页设定载荷系数K=1.3,由表10-7得齿宽系数Φd=1.0,由表10-5可得弹性系数ZE=189.8 。 小齿轮传递的(输入)转矩: T2=348106N⋅mm 小齿轮分度圆直径: 92.514mm。 齿数取z1=24,z2=i1z1≈68,故实际传动比i1=z2/z1=2.83。 齿宽 92.514mm,圆整得b=93mm。 取大齿轮齿宽b2=93mm,为补偿安装误差,取小齿轮齿宽b1=b2+(5~10)=100mm。 模数m=d1t/z1=3.85475,按表10-1,取标准模数m=5,实际分度圆直径 96mm, 272mm,中心距 184mm。 (3)验算齿轮弯曲强度 由教材《机械设计》上图10-17,取齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.248,应力修正系数YSa1=1.58,YSa2=1.746。 判断: 106.114MPa≦[σF1] 判断: 99.474MPa≦[σF2] 满足条件,安全。 (4)齿轮的圆周速度 0.61m/s。 对照表可知,选着8级精度是合适的。 (5)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=1.508,8级精度,由图10-8查得动载系数KV=1.032 齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=7525N KAFt1/b=80.91N/mm<100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2 由表10-4查得齿向载荷分布系数KHβ=1.4705 由此得到实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1.8211 (6)小齿轮实际分度圆直径 d1=d1t√KH/KHt=103.52 (7)齿轮其它参数确定 模数m=d1/Z1=4.313取标准模数m=5 实际齿数 小齿轮Z1=d1/m=20.704取Z1=21 大齿轮Z2=i1Z1=59.325取Z2=60 分度圆直径 小齿轮d1=Z1m=105mm 大齿轮d2=Z2m=300mm 齿宽b=Φdd1=105mm 大齿轮b2=b=105mm 小齿轮b1=b2+7=112mm 查得Z1=21Z2=60时齿形系数YFa1=2.76,YFa2=2.28,应力修正系数YSa1=1.56,YSa2=1.73。 判断: 90.774MPa≦[σF1] 判断: 83.1589MPa≦[σF2] 齿轮的圆周速度 0.6674m/s 校核查得 使用系数KA=1;动载系数KV=1.035;齿间载荷分配系KHα=1.2 载荷分布系数KHβ=1.4726 实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1.829 合格 4.3传动齿轮的主要参数 表4-3传动齿轮的主要参数 高速级 低速级 齿数z 22 87 21 60 中心距a/mm 163.5 202.5 模数m/mm 3 5 齿宽b/mm 74 66 112 105 分度圆直径d/mm 66 261 105 300 齿顶高ha/mm 3 3 5 5 齿根高hf/mm 3.75 3.75 6.25 6.25 齿高h/mm 6.75 6.75 11.25 11.25 齿顶圆直径da/mm 72 267 115 310 齿根圆直径df/mm 58.5 253.5 92.5 287.5 五、轴的结构设计计算 5.1高速轴的计算(1轴) 根据表15-1得,高速轴材料为: 40Cr,热处理方式: 调质,许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa。 (1)初估轴径 初选轴径,根据扭转强度计算初估。 由表15-3得常数A0=112 23.8mm 考虑到键槽的作用,轴径增加6%为25.218mm,圆整后暂取d1=26mm。 (2)轴的径向尺寸设计 根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求,确定轴的结构如下图: 表5-1高速轴径向尺寸确定 轴段直径d/mm 确定方法 说明 d1=26 计算取值 d2=30 毡圈内径 d3=35 轴承内径 d4=42 轴承内径安装尺寸 d5=72 高速轴小齿轮齿顶圆直径 齿轮轴 d6=35 d6=d3 (3)轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下 经验值的计算与选取: 轴承端盖至箱外传动件间的距离L'=17.4mm 箱座壁厚δ=10mm 联接螺栓至外箱壁的距离C1=20mm;至凸缘边距离C2=22mm 轴承座宽度L=C1+C2+δ+(5~10)=60mm 齿轮至机体内壁的距离∆2=15mm 轴承内侧至箱体内壁的距离∆4=13mm(指导书38页图5-12) 表5-2高速轴轴向尺寸确定 轴段长度L/mm 确定方法 说明 L1=52 (1.5~2)d L1=2d=56 L2=66 L-B-Δ4+Lˊ+e+ΔL ΔL=13,为带轮B-L L3=43 尺寸确定 L4=124 尺寸确定 L5=74 高速轴小齿轮齿宽 L6=49 ∆2+∆4+B l1=102.5 ½L1+L+½B2 l2=193.5 ½L5+L4+L3-½B l3=75.5 L5+L6-½B 5.2中间轴的计算(2轴) 根据表15-1得,中间轴材料为: 40Cr,热处理方式: 调质,许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa。 (1)初估轴径 初选轴径,根据扭转强度计算初估。 由表15-3得常数A0=112 37.135mm (2)轴的径向尺寸设计 根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求,确定轴的结构如下图 表5-3中间轴径向尺寸确定 轴段直径d/mm 确定方法 说明 d1=40 轴承内径 d2=42 d1+2 d3=54 d2+2h h=(2~3)C;C=2 d4=42 =d2 d5=40 =d1 (3)轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下 经验值的计算与选取: 轮毂宽度与轴段长度之差∆=2mm(指导书38页图5-10) 小齿轮至机体内壁的距离∆2=15mm 大齿轮齿轮端面的距离∆3=13.5mm 轴承内侧至箱体内壁的距离∆4=13mm(指导书38页图5-12) 表5-4中间轴轴向尺寸确定 轴段长度L/mm 确定方法 说明 L1=53 B+Δ4+Δ2+Δ B=23 L2=110 低速级小齿轮B1-Δ B1=112 L3=10 Δ3-½ΔB ΔB=112-105=7;Δ3=13.5 L4=64 高速级大齿轮B2-Δ B=66 L5=57 尺寸确定 l1=95.5 L1+½B1-½B l2=99 ½B1+L3+½B2 l3=76.5 L4+L5-½B-½B2 5.3低速轴的计算(3轴) 根据表15-1得,低速轴材料为: 40Cr,热处理方式: 调质,许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa。 (1)初估轴径 初选轴径,根据扭转强度计算初估。 由表15-3得常数A0=97 44.855mm 考虑到键槽的作用,轴径增加6%为47.54mm,圆整后暂取d1=50mm。 (2)轴的径向尺寸设计 根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求,确定轴的结构如下图 表5-5所选用联轴器的主要参数 型号 公称转矩Tn/N⋅m 许用转速n/mm 轴孔直径d/mm 轴孔长度L/mm 轴孔长度L1/mm TL9 1000 2850 50 112 84 D D1 D2 b A 250 95 12 65 表5-6低速轴径向尺寸确定 轴段直径d/mm 确定方法 说明 d1=50 联轴器标准尺寸 d2=60 毡圈内径 d3=65 轴承内径 d4=72 轴承内径安装尺寸 d5=81 d6+2h h=(2~3)C;C=2.5 d6=67 d3+(1~2) d7=65 d7=d3 (3)轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下 经验值的计算与选取: 轴承端盖至箱外传动件间的距离L'=19.4mm 箱座壁厚δ=10mm 联接螺栓至外箱壁的距离C1=22mm;至凸缘边距离C2=20mm 轴承座宽度L=C1+C2+δ+(5~10)=60mm 齿轮至机体内壁的距离∆2=18.5mm 大齿轮齿轮端面的距离∆3=13.5mm 轴承内侧至箱体内壁的距离∆4=13mm(指导书38页图5-12) 轮毂宽度与轴段长度之差∆=2mm(指导书38页图5-10) 表5-7低速轴轴向尺寸确定 轴段长度L/mm 确定方法 说明 L1=84 联轴器标准确定 L2=58 Lˊ+e+L-Δ4-B e=9.6mm;B=18mm L3=33 B+Δ4+∆ L4=86.5 尺寸确定 L5=10 1.4h h=½(d5-d6) L6=103 B1-∆ B1=105 L7=51.5 B+Δ4+Δ2+∆ l1=109 ½B+L2+½L1 l2=173 ½B1+L5+L4+L3-½B l3=93 L7-½B+L6-½B1 六、轴的强度校核 6.1高速轴校核 轴的受力分析如下图: (1)齿轮的受力 2778.18N; 1011.17N (2)水平面内轴承约束力 FNH1=Frl3/(l3+l2)=283.8N;FNH2=Frl2/(l3+l2)=727.37N (3)竖直面内轴承约束力 FNV1=Ftl3/(l3+l2)=779.75N;FNV2=Ftl2/(l3+l2)=1998.43N (4)弯矩图和扭矩图 水平面内弯矩图 MH=Frl2l3/(l3+l2)=54916.12 竖直面内弯矩图 MV=Ftl2l3/(l3+l2)=150881.51 扭矩图 (5)合成弯矩(考虑最不利的情况下) 带轮的压轴力FP在支点产生的反力 FP=1512.8N;FN1=FP(l3+l2+l1)/(l3+l2)=2089.24N;FN2=576.44N 弯矩图 MFP=FN1l1(l3+l2)/(l3+l2+l1)=155062.1 合成弯矩 315626.76N⋅mm (6)按第三强度理论校核 42.61MPa< 满足强度要求。 6.2中间轴校核 轴的受力分析如下图: (1)齿轮的受力 大齿轮 2.666.67N; 970.59N 小齿轮 6628.57N; 2412.6N (2)水平面内轴承约束力 FNH1=Fr2(l3+l2)-Fr1l3/(l3+l2+l1)=1288.42N FNH2=Fr2l1-Fr1(l1+l2)/(l3+l2+l1)=153.59N (3)竖直面内轴承约束力 FNV1=Ft2(l3+l2)+Ft1l3/
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