带式输送机传动装置设计课程设计.docx
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带式输送机传动装置设计课程设计.docx
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带式输送机传动装置设计课程设计
河南理工大学
机械设计课程设计
说明书
设计题目:
带式输送机传动装置设计
学院:
机械与动力工程学院
专业班级:
热能与动力工程0904
学号:
310904030411
设计者:
高天天
指导教师:
杨现卿
2012年01月12日
机械设计基础课程设计任务书
设计题目:
带式输送机传动装置设计
学院:
机械与动力工程学院
专业班级:
热能与动力工程0904
学号:
310904030411
小组成员:
高天天程建慧田克华
指导教师:
杨现卿
一、课程设计的内容
设计一减速器装置(见图1)。
设计内容应包括:
传动装置的总体设计;传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择;减速器装配图和零件工作图设计;设计计算说明书的编写。
图2为参考传动方案。
二、课程设计的要求与数据
已知条件:
1、运输带工作拉力:
F=1.1kN
2、运输带工作速度:
v=2.7m/s
3、卷筒直径:
D=250mm
4、使用寿命:
Y=10年
5、工作情况:
两班制输送粉粒物(如煤、砂等),连续单向运转,载荷平稳;
6、制造条件及生产批量:
专门工厂制造,小批量。
三、课程设计应完成的工作
1.减速器装配图1张;
2.零件工作图2张(轴、齿轮各1张);
3.设计说明书1份。
四、课程设计进程安排
序号
设计各阶段内容
地点
起止日期
一
设计准备:
明确设计任务;准备设计资料和绘图用具
教2-207
1011.12.26
二
传动装置的总体设计:
拟定传动方案;选择电动机;计算传动装置运动和动力参数;
传动零件设计计算:
带传动、齿轮传动主要参数的设计计算。
教2-208
2011.12.26至12.28
三
减速器装配草图设计:
初绘减速器装配草图;轴系部件的结构设计;轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计。
教2-207
2011.12.29至2012.01.02
四
完成减速器装配图
教2-208
2012.01.03至01.7
五
零件工作图设计
教2-505
2012.01.08至01.10
六
整理和编写设计计算说明书
教2-207
2012.01.09至01.12
五、应收集的资料及主要参考文献
1杨现卿.机械设计基础.北京:
中国电力出版社,2010
2濮良贵,纪名刚.机械设计[M].北京:
高等教育出版社,2001.
3任济生,唐道武,马克新.机械设计/机械设计基础课程设计[M].徐州:
中国矿大出版社,2008
4机械制图、机械设计手册等书
设技计算及说明
主要结果
一、传动方案的拟定及说明
传动方案给定为二级减速器(两级圆柱齿轮传动减速),说明如下:
为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定传动方案,可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速,即
二、电动机选择
1.电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y112M-2系列三项异步电动机。
它为卧式封闭结构
2.电动机容量
1)卷筒轴的输出功率PW
2)电动机输出功率Pd
传动装置的总效率
式中,为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。
由参考书1表2-4查得:
弹性联轴器
;球轴承
;圆柱齿轮传动
;则
故
3.电动机的转速
为了便于选择电动机转速,先推算电动机转速的可选范围。
由任务书中推荐减速装置传动比范围i=9--25,则电动机转速可选范围
Ped=3kW
i1=4.43
i2=3.16
设技计算及说明
主要结果
:
设技计算及说明
主要结果
可见只有同步转速为3000r/min的电动机符合
综合考虑电动机和传动装置的尺寸,质量,价格和传动比。
选定电动机的型号为Y122M-2。
主要性能如下表:
电机型号
额定功率
满载转速
起运转矩
最大转矩
Y112M-2
4kW
2890r/min
2.2N·m
2.3N·m
4、计算传动装置的总传动比
并分配传动比
1)总传动比
=nm/nw=2890/206.4=14.01
2)分配传动比二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比
二级减速器中:
按展开式布置取i1=1.4i2
可算出i1=4.43i2=3.16
三、计算传动装置的运动和动力参数
1.各轴转速
减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为:
Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。
各轴转速为:
2.各轴输入功率
按电动机所需功率计算各轴输入功率,即
设技计算及说明
主要结果
设技计算及说明
主要结果
3.各轴输入转矩T(N•mm)
将计算结果汇总列表备用。
项目
高速轴Ⅰ
中间轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
N转速
(r/min)
2890
652.8
206.4
P功率
(kW)
3.42
3.28
3.15
转矩T
(N•m)
i传动比
4.43
3.16
效率
0.99
0.97
四、传动件的设计计算
齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮
先设计高速级齿轮传动
1)、选择材料热处理方式
根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面
计算说明
(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得
小齿轮40Cr调质处理HB1=280HBS
大齿轮45钢调质处理HB2=240HBS
因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度
Kt=1.5
设技计算及说明
主要结果
2)、按齿面接触强度计算:
设技计算及说明
主要结果
取小齿轮
,α=20°则
,
,取
=107所以实际传动比
齿面接触强度的设计计算公式为
(1)
确定公式中的各计算数值
a.因为齿轮分布非对称,载荷比较平稳综合选择Kt=1.5
b.由图10-30选取区域系数
=2.5
c.计算小齿轮的转矩:
。
确定需用接触应力
d.u=i=4.46,齿宽系数
=0.7,Zε=0.9
e.查得材料的弹性影响系数
=189.8MPa
f.在传动中,大小齿轮的齿面接触应力是相同的,而两轮的材料一般是大齿轮稍差,所以大齿轮的
较低,故按大齿轮材料的
计算.
可通过公式
计算
为接触疲劳极限值,查表可知小、大齿轮的
为解除疲劳的安全系数,取为1.2
为计算时的寿命系数,取为1
为工作硬化系数,取为1
设技计算及说明
主要结果
所以可知
g.将求得的数值代入公式
(1)中得
mm
所以
设技计算及说明
主要结果
3)验算齿根弯曲疲劳强度
(2)
认为两齿轮的的齿宽相等,
相等,但由于
其中
为复合齿形系数,
为重合度系数,对两齿轮不同,所以应分别求出,取二者之中的较大值代入上式求m。
其中
为许用弯曲应力,可通过公式
求出
由图10-2查得大、小齿轮的齿根弯曲疲劳极限值为
,
为实验齿轮的应力修正系数,取为2
为弯曲疲劳强度计算的寿命系数,取为1
为齿根弯曲强度的最小安全系数。
取为1.4
由上述值求大小齿轮的
计算小大齿轮的
,并比较
查表可知
Kt=1.5
设技计算及说明
主要结果
且,故应将
代入
(2)式(11-15)计算。
设技计算及说明
主要结果
且
所以m
4)对比计算结果,取m=1.5,则分度圆的直径
,满足齿面接触疲劳强度的要求。
两结果相差不大,由此第一对齿轮传动的结果如下:
小齿轮齿宽
圆整取小齿轮齿宽为26mm.由机械设计指导说明书,小齿轮齿宽一般比大齿轮齿宽大5—10mm,所以取大齿轮齿宽为20mm
5)、计算中心距
取a1=100mm
6)结构设计,配合后面轴的设计而定。
低速轴的齿轮计算
选择材料热处理方式(与前一对齿轮相同)(HB<=350HBS)
8级精度,查表10-1得
设技计算及说明
主要结果
小齿轮40Cr调质处理HB1=280HBS
大齿轮45钢调质处理HB2=240HBS
因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度
2)、按齿面接触强度计算:
取小齿轮
,α=20°,
,取
=75所以实际传动比
齿面接触强度的设计计算公式为
(1)
确定公式中的各计算数值
a.因为齿轮分布非对称,载荷比较平稳综合选择Kt=1.5
b.由图10-30选取区域系数
=2.5
c.计算小齿轮的转矩:
。
确定许用接触应力
d.u=i=3.13,齿宽系数
=0.7,Zε=0.9
e.由表10-6查得材料的弹性影响系数
=189.8MPa
在传动中,大小齿轮的齿面接触应力是相同的,而两轮的材料一般是大齿轮稍差,所以大齿轮的
较低,故按大齿轮材料的
计算.
设技计算及说明
主要结果
可通过公式
计算
为解除疲劳极限值,查表可知小、大齿轮的
设技计算及说明
主要结果
为解除疲劳的安全系数,取为1.2
为计算时的寿命系数,取为1
为工作硬化系数,取为1
所以可知
将求得的数值代入公式
(1)中得
所以
3)验算齿根弯曲疲劳强度
(2)
认为两齿轮的的齿宽相等,
相等,但由于
对两齿轮不同,所以应分别求出,取二者之中的较大值代入上式求m。
其中
为许用弯曲应力,可通过公式
求出
由图10-2查得大、小齿轮的齿根弯曲疲劳极限值为
,
为实验齿轮的应力修正系数,取为2
为弯曲疲劳强度计算的寿命系数,取为1
为齿根弯曲强度的最小安全系数。
取为1.4
由上述值求大小齿轮的
设技计算及说明
主要结果
计算小大齿轮的
设技计算及说明
主要结果
并比较
查表可知
且,故应将
代入
(2)式(11-15)计算。
且
所m
4)对比计算结果,取m=2.5mm,则分度圆的直径
,满足齿面接触疲劳强度的要求。
两结果相差不大,由此第二对齿轮传动的结果如下:
小齿轮齿宽
圆整取小齿轮齿宽为45mm.由机械设计指导说明书,小齿轮齿宽一般比大齿轮齿宽大5—10mm,所以取大齿轮齿宽为40mm
5)、计算中心距
取a2=125mm
6)结构设计,配合后面轴的设计而定。
设技计算及说明
主要结果
设技计算及说明
主要结果
五、轴的设计计算
为了对轴进行校核,先求作用在轴上的齿轮的啮合力。
第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为
1.高速轴Ⅰ设计
1)按齿轮轴设计,轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,40Cr,调质处理,取
2)初算轴的最小直径
高速轴Ⅰ为输入轴,因为轴上有键槽,故最小直径加大3%,
=10.90mm。
由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有14.、16、20等规格,故取
=14mm
高速轴工作简图如图(a)所示
首先确定各段直径
设技计算及说明
主要结果
A段:
=14mm(由最小直径算出)
B段:
=20mm,根据油封标准,选择毡圈孔径为20mm的
C段:
=25mm,与轴承(深沟球轴承6205)配合,取轴承内径
D段:
=29mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm
E段:
=36mm,将高速级小齿轮设计为齿轮轴
G段,
=25mm,与轴承(深沟球轴承6205)配合,取轴承内径
F段:
=29mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm
第二、确定各段轴的长度
A段:
=1.6*14=22.4mm,圆整取
=25mm
B段:
=54mm,考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm
C段:
=27mm,与轴承(深沟球轴承6205)配合,加上挡油盘长度
=B+△3+2=15+10+2=27mm
G段:
=27mm,与轴承(深沟球轴承6205)配合,加上挡油盘长度
F段:
,
=△2-2=10-2=8mm
E段:
,齿轮的齿宽
D段:
=60mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离,箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得
设技计算及说明
主要结果
=60mm
设技计算及说明
主要结果
轴总长L=
两轴承间距离(不包括轴承长度)S=106mm,
2、轴Ⅱ的设计计算
1)、按齿轮轴设计,轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,40Cr,调质处理,查表15-31,取
2)初算轴的最小直径
因为带轮轴上有键槽,故最小直径加大6%,
=18.33mm。
根据减速器的结构,轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分,初选深沟球轴承6304,故取
=20mm
轴Ⅱ的设计图如下:
首先,确定各段的直径
A段:
=20mm,与轴承(深沟球轴承6304)配合
F段:
=28mm,与轴承(深沟球轴承6304)配合
E段:
=26mm,非定位轴肩
设技计算及说明
主要结果
B段:
=28mm,非定位轴肩,与齿轮配合
设技计算及说明
主要结果
C段:
=34mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径
D段:
=30mm,定位轴肩
然后确定各段距离:
A段:
=27mm,考虑轴承(深沟球轴承6304)宽度与挡油盘的长度
B段:
=10mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度
C段:
=43mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽
E段:
=43mm,根据高速级大齿轮齿宽减去2mm得(为了安装固定)
F段:
=38mm,考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离
D段:
=10mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离(不包括轴承长度)S=106mm减去已知长度得出
3、轴Ⅲ的设计计算
输入功率P=3.15KW,转速n=206.4r/min,T=146000N.mm
轴的材料选用40Cr(调质),取
=100
所以轴的直径:
=24.8mm。
因为轴上有两个键槽,故最小直径加大7%,
=26.3mm。
由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH2
轴孔的直径
=30mm长度L=60mm
轴Ⅲ设计图如下:
设技计算及说明
主要结果
首先,确定各轴段直径
A段:
=40mm,与轴承(深沟球轴承6008)配合
B段:
=46mm,非定位轴肩,h取3mm
C段:
=52mm,定位轴肩,取h=3mm
D段:
=48mm,非定位轴肩,h=2mm
E段:
=40mm,与轴承(深沟球轴承6008)配合
F段:
=34mm,按照齿轮的安装尺寸确定
G段:
=30mm,联轴器的孔径
然后、确定各段轴的长度
A段:
=37mm,由轴承长度
B段:
=38mm,齿轮齿宽减去2mm,便于安装
C段:
=10mm,轴环宽度,取圆整值
D段:
=28mm,由两轴承间距减去已知长度确定
E段:
=27mm,由轴承长度
F段:
=65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度,圆整得到
G段:
=60mm,联轴器孔长度
设技计算及说明
主要结果
设技计算及说明
主要结果
轴的校核计算,
第一根轴:
求轴上载荷
已知:
受力如右图:
由工程力学知识可求得
水平支反力:
垂直支反力:
合成弯矩
T=11300N.mm
由图可知,危险截面在左边
W=0.1
=4666
=
/W=3.4MPa<70MPa
轴材料选用40Cr查手册
符合强度条件!
设技计算及说明
主要结果
第二根轴
求轴上载荷
已知:
由工程力学知识可求得
水平支反力:
垂直支反力:
合成弯矩
由图可知,危险截面在小齿轮3处B
W=0.1
=0.1*263=1757.6
<
轴材料选用40Cr查手册
符合强度条件!
设技计算及说明
主要结果
第三根轴:
求轴上载荷
已知:
受力如图:
由工程力学知识可求得
水平支反力:
垂直支反力:
可知危险截面在齿轮处
该处的抗弯截面模量
=70MPa
所以该轴符合强度条件
六、滚动轴承的选择及计算
1.Ⅰ轴轴承型号为6205轴承
1)计算轴承的径向载荷:
2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数
则轴承1、2的当量动载荷为
3)校核轴承寿命
按一年300个工作日,每天两班制.寿命15年.故所选轴承适用。
2.Ⅱ轴轴承
1)计算轴承的径向载荷:
2)计算轴承的轴向载荷(查指导书p125)深沟球轴承6304基本额定动载荷Cr=15.8KN,基本
2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数
3)校核轴承寿命
按一年300个工作日,每天两班制.寿命14年.故所选轴承适用。
3)校核轴承寿命
按一年300个工作日,每天单班制.寿命120年.故所选轴承适用。
2.Ⅲ轴轴承
1)计算轴承的径向载荷:
2)计算轴承的轴向载荷(查指导书p125)深沟球轴承6008基本额定动载荷Cr=17KN,基本
2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数
3)校核轴承寿命
按一年300个工作日,每天两班制.寿命27年.故所选轴承适用。
七、键联接的选择及校核计算
1.Ⅰ轴上与联轴器相联处键的校核
键A5×20,b×h×L=5×5×20单键
键联接的组成零件均为钢,
=125MPa
满足设计要求
2.Ⅱ轴上大齿轮处键
键A6×14,b×h×L=6×6×14单键
键联接的组成零件均为钢,
=125MPa
满足设计要求
3.Ⅲ轴上
1)联接齿轮处
采用键A10×8×28,b×h×L=10×8×28单键
满足设计要求
2)联轴器处
采用A型键A
单键
满足设计要求
八、高速轴的疲劳强度校核
第一根轴结构如下:
判断危险截面
在A-B轴段内只受到扭矩的作用,又因为e<2m高速轴是齿轮轴,轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的,所以A-B内均无需疲劳强度校核。
从应力集中疲劳强度的影响来看,E段为齿轮轴啮合区域,引起的应力集中最为严重,截面E端面上的应力最大。
但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的,所以只需校核E段截面即可。
抗弯截面系数
抗扭截面系数
左截面上的扭矩T3为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
轴的材料为40Cr,调质处理。
由表15-1查得:
当量应力:
综上所述:
E段为齿轮轴啮合区域疲劳强度满足要求,满足设计要求。
九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择
1、铸件减速器机体结构尺寸计算表a=125
名称
符号
减速器及其形式关系
机座壁厚
δ
0.025a+3mm=6.125mm,取8mm
机盖壁厚
δ1
0.02a+3=5.5mm<8mm,取8mm
机座凸缘厚度
b
1.5δ=12mm
机盖凸缘厚度
b1
1.5δ=12mm
机座底凸缘厚度
p
2.5δ=20mm取30mm
地脚螺钉直径
df
0.036a+12=16.5mm取16mm
地脚螺钉数目
n
a<250mm,n=4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df=13.15mm取8mm
机盖与机座连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取10mm
连接螺栓d2的间距
l
150~200mm取180mm
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6
定位销直径
d
(0.7~0.8)df=12.27~14.02mm取M12
df、d2、d3至外机壁距离
c1
19mm
d1、d2至凸缘边缘距离
c2
20mm
轴承旁凸台半径
R1
R1=C2=20
凸台高度
h
30mm
外机壁至轴承座端面距离
L1
c1+c2+(5~8)=44
内机壁至轴承座端面距离
L2
δ+c1+c2+(5~8)=52
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
≥1.2δ=9.6mm取14mm
齿轮端面与内机壁距离
△2
≥δ=8mm取10mm
机盖、机座肋厚
m1,m
m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm
轴承端盖外径
D2
108mm115mm135mm
轴承端盖凸缘厚度
e
(1~1.2)d3=9mm取12mm
轴承旁连接螺栓距离
s
s≈D2
2、减速器附件的选择,在草图设计中选择
包括:
轴承盖,窥视孔,视孔盖,压配式圆形油标,通气孔,吊耳,吊钩,螺塞,封油垫,毡圈等。
十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)
减速器内传动零件采用浸油润滑,减速器滚动轴承采用油脂润滑。
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- 输送 传动 装置 设计 课程设计