机械课程设计机械郭青方.docx
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机械课程设计机械郭青方
《机械设计》课程设计
题目带式运输机传动装置
学院工学院
专业机械设计制造及其自动化
班级
学生
学号
指导教师
二〇一五年一月七日
工学院课程设计评审表
‘‘’
专业
机械设计制造及其自动化
年级
2012级
学号
设计题目
带式运输机传动装置
评价内容
评价指标
评分
权值
评定
成绩
业务水平
有扎实的基础理论知识和专业知识;合理选择执行机构和传动机构的类型,制定执行机构方案和传动机构方案,合理选择标准部件的类型和型号,正确计算零件的工作能力。
独立进行设计工作,能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题;能正确处理设计数据;能对课题进行理论分析,得出有价值的结论。
40
课程设计(设计说明书、图纸)质量
论述充分,结论严谨合理;设计方法正确,分析处理科学;文字通顺,技术用语准确,符号统一,编号齐全,书写工整规范,图表完备、整洁、正确;图纸绘制符合国家标准;计算结果准确;工作中有创新意识;对前人工作有改进或突破,或有独特见解。
30
工作量、
工作态度
按期完成规定的任务,工作量饱满,难度较大;工作努力,遵守纪律;工作作风严谨务实。
10
答辩
回答问题有理论根据,基本概念清楚,主要问题回答准确,深入。
综述简练完整,有见解;立论正确,论述充分,结论严谨合理。
20
合计
100
指导教师评语
前言
带式输送机自18世纪末被发明以来,经过近两个世纪的发展,已被电力、冶金、煤炭、化工、矿山、港口等各行各业广泛采用。
特别是第三次工业革命带来了新材料、新技术的应用,使带式输送机的发展步入了一个新纪元。
如今,无论从输送量、运距、经济效益等各方面来衡量,它已经可以和火车、汽车运输相抗衡,成为三足鼎立的局面,并成为各国争相发展的行业。
带式输送机是以胶带、钢带、钢纤维带、塑料带和化纤做为传送物料和牵引工具的输送机械。
其特点是承载物料的输送带也是传递动力的牵引力。
承载带在托辊上运行,也可用气垫、磁垫代替托辊作为无阻力支撑承载带运行。
带式输送机按承载断面可分为平形、槽形、双槽形、波纹挡边斗式、波纹挡边袋式、吊挂式圆管形、固定式和移动式圆管形等8大类。
带式输送机是煤矿最理想的高效连接运输设备,它与其它运输设备(如机车类)相比,不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点,而且运行可靠,易于实现自动化、集中化控制,特别是对高产高效矿井,带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。
目前,我国煤矿共用带式输送机约120万台,矿用带式机也正在往大运量、长距离、高带速方向发展。
大学课程设计是工科专业学校教学计划的一个重要组成部分,是教学环节的深化和检验,是对大学所学知识系统的总结和综合应用,其实践性和综合性是其它教学环节所不能代替的。
通过课程设计使学生获得综合训练,有利于培养学生独立工作能力,巩固和提高所学知识,全面提高学生的素质,使之能较快的适合工程实践,对培养学生的实际工作能力具有十分重要的作用。
通过这一环节的训练,提高了以下能力:
(1)、综合运用所学知识和技能,独立分析和解决实际问题的能力;
(2)、综合运用各种基本技能,包括绘图、计算机应用、翻译、查阅及阅读文献等等的能力;
(3)、调动实验研究的积极性,技术经济分析和组织协作工作的能力,学习撰写科技论文和技术报告,正确运用国家标准和技术语言阐述理论和技术问题的能力;
(4)、学会收集加工各种信息的能力,以及获取新知识的能力;
(5)、培养创新意识和严肃认真的科学作风。
(6)、另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的设计。
课程设计在我们的大学学习中占据着举足轻重的地位,我们应该抓紧这个机会认真学习并做好课程设计。
因为它对我们进入实践及将来参加工作有重要的意义,也是为我们这四年的大学学习画上一个圆满的句号,是检验我们学习成果的试金石,它将把我们过去的理论学习引向一个更高的层次,也就是联系实践,可以说我们在做一次实践性的实验。
因此在思想和行动上我们都要对课程设计表现出极大的重视,并努力认真去完成。
前言................................................................4
1.设计总述.........................................................6
1.1设计题目.....................................................6
1设计总述
1.1设计题目
带式输送机传动装置设计
1.2.设计目的
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用,培养结构设计,计算能力,熟悉一般的机械装置设计过程。
1.3.传动方案的分析
图1.1带式运输机传动示意图
方案拟定:
采用V带传动与齿轮传动的组合,即可满足传动比要求,同时由于带传动具有良好的缓冲,吸振性能,适应大起动转矩工况要求,结构简单,成本低,使用维护方便。
1.电动机2带传动
3.圆柱齿轮减速器4.连轴器
5.滚筒6.运输带
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。
传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。
传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。
传动方案采用了两级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
本设计采用的是单级直齿轮传动。
1.4主要技术参数说明
(1)运输带工作拉力F=2500N;
(2)运输带工作速度V=1.1m/s;
(3)滚筒直径D=400mm。
1.5传动系统工作条件
(1)工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境最高温度35℃;
(2)使用折旧期:
8年;
(3)动力来源:
电力。
1.6传动系统方案的选择
单级直齿圆柱齿轮减速器
1.7设计任务要求:
1.减速器装配图纸一张(1号图纸)一张
2.轴、齿轮零件图纸各一张(3号图纸)两张
3.设计说明书一份
2.电动机的设计计算
2.1电动机选择
表2-1主要设计数据
运输带工作拉力F
运输带工作速度V
滚筒直径D
2500N
1.1m/s
400mm
(1)电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
(2)电动机功率选择:
传动装置的总效率:
η总=η带×(η轴承)2×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×(0.99)2×0.97×0.99×0.96
=0.867
(3)电机所需的工作功率及同步转速
①电机所需的工作功率
Pd=PW/η总=FV/(1000η总)
=2500×1.1/(1000×0.867)
=3.17(kW)
②电机所需同步转速
转速有750r/min和1000r/min。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量和带传动、减速器的传动比,则选同步转速n=1000r/min。
(4)确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,查课程设计手册表12-1,选定电动机型号为Y132M1-6。
其主要性能:
额定功率P=4kW,满载转速n1=960r/min。
表2-2电动机主要性能(查课程设计手册表12-1)
电动机型号
额定功率/kw
满载转速/(r/min)
质量/kg
Y132M1-6
4
960
2.0
2.2
73
图2-1电动机外形
表2-3电动机的主要安装尺寸和外形如下表:
(查课程设计手册表12-3)
中心高
H
外型尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
底脚安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×E
装键部位尺寸F×G×D
132
515×315×315
216×178
14.5
38×80
10×33×38
2.2传动比分配
(1)总传动比
i总=n电动/n筒=960/53≈18
(2)分配各级传动比
①取V带传动比i带=4.5(V带传动i=2至4合理)
②由i总=i齿轮×I带得
i齿轮=i总/i带=18/4.5=4
③确定电动机转速:
计算滚筒工作转速n3:
n3=60×1000V/(πD)
=60×1000×1.1/(π×400)
=53(r/min)
按推荐的传动比合理范围,取V带传动比i1=2~4,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=2~4。
则总传动比合理范围为i`=4~16。
故电动机转速的可选范围为n`=i`×n3=(4~16)×53=212~848r/min
3.V型带及带轮的设计计算
3.1V型带的设计
(1)确定计算功率Pca
由表8-8查得工作情况系数KA=1.1,则
Pca=KA·P=1.1×4=4.4(kW)
(2)选择V带的带型
根据Pca、n1,由图8-11选用A型。
(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速v
①初选小带轮的基准直径dd1
由表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径dd1=125mm。
②验算带速v
根据式(8-13)验算带的速度
v=π·dd1·n/(60×1000)=π×125×960/(60×1000)=6.28(m/s)
因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。
③计算大带轮的基准直径
按式(8-15a),计算大带轮的基准直径
dd2=idd1=4.5×125=562.5(mm)
根据表8-9,取标准值为dd2=560mm,则实际传动比为i=4.5。
那么大带轮的转速为
n1=n/i=940/4.5=213.3(r/min)
(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld
①根据式(8-20),初定中心距
a0=700mm
②由式(8-22)计算带所需的基准长度
Ld0≈2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd1+dd2)2/4a0
=[2×700+π/2×(125+560)+(560-125)2/(4×700)]
≈2543(mm)
由表8-2选带的基准长度Ld=2480mm
③按式(8-23)计算实际中心距a
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=[700+(2480-2543)/2]=668(mm)
按式(8-24),中心距的变化范围为458~668mm
(5)验算小带轮上的包角α1
α1≈180°-57.3°(dd2-dd1)/a=180°-57.3°×(560-125)/668≈142°>120°
(6)计算带的根数z
①计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=125mm和n=960r/min,查表8-4并利用插值法得
P0=1.38kW。
根据n`=960r/min、i=4.5和A型带,查表8-5得
ΔP0=0.11kW。
查表8-6得Kα=0.91,表8-2得KL=1.09,于是
Pr=(P0+ΔP0)·Kα·KL=(1.38+0.11)×0.91×1.09kW=1.48(kW)
②计算V带的根数z
z=Pca/Pr=4.4/1.48=2.97
取三根。
(7)计算单根V带的初拉力F0
由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以
F0=500(2.5-Kα)Pca/Kαzv+qv2
=500×(2.5-0.91)×4.4/(0.91×3×6.28)+0.105×6.282
=208(N)
(8)主要设计结论
选用A型普通V带3根,带基准长度2480mm。
带轮基准直径
dd1=125mm,dd2=560mm,中心距a=668mm。
单根带初拉力F0=208N。
(9)带轮宽度的计算
由表8-11可知选用A型普通V带3根,则两带轮齿宽
4.齿轮传动的设计计算
根据:
传递功率P;传动比i;小齿轮的转速;工作时间;闭式传动。
4.1齿轮材料和热处理的选择
表4.1齿轮材料和热处理的选择
材料选择
处理方法
精度等级
齿面硬度
小齿轮
40Cr
调质处理
8
280HBS
大齿轮
45钢
调质处理
8
240HBS
4.2齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1按照接触强度设计齿轮主要尺寸
(1)由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径,即
①确定Z1、Z2和齿宽系数
选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=i·Z1=4×24=96。
②算实际传动比、传动比误差
由①可知齿轮实际传动比i`=96/24=4,故传动比误差为δ=0。
③计算转矩T1
T1=9.55×106P/n1=9.55×106×0.96×4×4.5/960=38200(N·mm)
④由表10-7选取齿宽系数φd=1。
因载荷较平稳,初选KHt=1.3。
⑤由图10-20查得区域系数ZH=2.5。
⑥由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。
⑦由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
αa1=arcos[Z1cosα/(Z1+2ha*)]=arcos[24×cos20°/(24+2×1)]=29.841°
αa2=arcos[Z2cosα/(Z2+2ha*)]=arcos[96×cos20°/(83+2×1)]=23.074°
εα=[Z1(tanαa1-tanα`)+Z2(tanαa2-tanα`)]/2π
=[24×(tan29.841°-tan20°)+96×(tan23.074°-tan20°)]/2π
=1.717
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
[σHlin1]=600MPa、[σHlin2]=550MPa。
由式(10-15)计算应力循环系数:
N1=60n1jLh=60×240×1×(2×8×300×15)=0.49×109
N2=N1/u=0.49×109/3.46=0.12×109
由图10-23查得接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.93、KHN2=0.97。
取失效概率为1%、安全系数为S=1,由式(10-14)得
[σH1]=KHN1σHlin1/S=0.93×600=582(MPa)
[σH1]=KHN2σHlin2/S=0.97×550=511(MPa)
取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
[σH]1=[σH]2=511MPa
⑨试算小齿轮分度圆直径d1t
(2)调整小齿轮分度圆直径
①计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v=π·d1t·n1/(60×1000)=π×42.7×213.3/(60×1000)=2.15(m/s)
齿宽bb=φd·d1t=1×42.7=42.7(mm)
②计算实际载荷系数KH
由表10-2查得使用系数KA=1。
根据v=0.8m/s、7级精度,由图10-8查得动载荷系数KV=1.1。
齿轮的圆周力
Ft1=2T1/d1t=2×38200/42.7=1789.02(N)
KAFt1/b=(1×1789.02/42.7)N/mm=41.89(N/mm)<100N/m
查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2。
由表10-4用插值法得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,得齿向载荷分布系数KHβ=1.418。
由此,得到实际载荷系数
KH=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.2×1.418=1.87
③由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
及相应的齿轮模数
m=d1/z1=47.83/24=1.993(mm)
取m=2mm
4.2.2校核齿根弯曲疲劳强度
(1)计算弯曲疲劳强度用重合度系数
由式(10-5)试算弯曲疲劳强度用重合度系数
Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.717=0.687
(2)计算[σF]1、[σF]2
由图10-17查得齿形系数YFa1=2.68、YFa2=2.2。
由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.58、YSa2=1.8。
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数YFN1=0.86,YFN2=0.89。
取弯曲疲劳强度安全系数S=1.4,由式(10-14)得
[σF]1=KFN1σFlin1/S=0.86×500/1.4=307.14MPa
[σF]2=KFN2σFlin2/S=0.89×380/1.4=241.57MPa
(2)计算载荷系数KF
①计算圆周速度v
d1=mtz1=2×24=48(mm)
v=π·d1t·n1/(60×1000)=0.536(m/s)
②齿宽b
b=φd·d1=1×48=48(mm)
③宽高比b/h
h=(2ha*+c*)mt=(2×1+0.25)×2=4.5(mm)
b/h=48/4.5=10.67
④计算实际载荷系数KF
根据v=0.536m/s、7级精度,由图10-8查得动载荷系数KV=1.03。
由齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1=2×38200/48=1591.67(N)
KAFt1/b=1×1591.67/48=33.51(N/mm)<100N/mm。
查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2。
由表10-4用插值法得8级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,得齿向载
荷分布系数KFβ=1.34,结合b/h=10.67查图10-13,得KHβ=1.418。
则载荷系数为KF=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.2×1.34=1.656。
(3)齿根弯曲疲劳强度校核
将相关数据代入式(10-6),得到
齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且大齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于小齿轮。
4.3齿轮几何尺寸计算
表4-1齿轮各部分尺寸
名称
计算公式
小齿轮
大齿轮
分度圆直径
48mm
192mm
中心距
120mm
齿宽
55mm
48mm
齿顶圆
52mm
196mm
齿根圆
43mm
187mm
基圆直径
45.1mm
180.4mm
齿顶高
2mm
2mm
齿根高
2.5mm
2.5mm
齿全高
4.5mm
4.5mm
齿厚
mm
mm
齿宽
mm
mm
齿距
mm
mm
齿顶圆压力角
齿顶径向间隙
0.5mm
重合度
5轴的设计
5.1各轴的功率、转速和扭矩计算
高速轴
低速轴
功率P(KW)
3.84
3.69
转速n(r/min)
213.3
53
转矩T(N·mm)
171926.86
660437.15
5.2高速轴的概略设计
5.2.1轴的材料和热处理的选择
根据轴上零件的定位、装拆方便的要求,同时考虑到强度的原则将从动轴设计为阶梯轴。
选取轴的材料为45钢,并调质处理,HB217~255。
5.2.2轴的几何尺寸设计计算
(1)按照扭转强度初步设计轴的最小直径
按扭矩初步计算轴的最小直径。
查表15-3,取A0=112,得
低速轴最小直径:
(2)轴的结构设计
图5-1高速轴
(3)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①轴段L1的确定:
由带轮宽度B=48mm和轴的最小直径dmin=29.35mm,所以选择轴径为30mm,长度为50mm;且L1段左端为固定带轮设计公称直径为M20,长度为20mm的螺柱。
②轴段L2和L4的确定:
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用深沟球轴承。
主动轴承由《机械设计课程设计手册》查表6-1,根据GB/T276-1994选用轴承代号为6009的深沟球轴承,其尺寸为d×D×B=45mm×75mm×16mm。
③由上分析得:
轴段L2的轴径为45mm,长度为50mm;轴段L4的轴径为45mm,长度为18mm。
④轴段L3的确定:
轴段L3的两端设计为直径45mm长度10mm的轴肩。
由于齿轮的齿根直径为42mm,故考虑设计齿轮轴。
轴肩之间轴径设计为42mm,且在中间设计齿根为42mm长度为55mm的齿轮。
(4)轴上零件的周向定位
①轴上的键槽宽度和长度确定
由《机械设计课程设计手册》表4-1,根据高速轴上键所在轴段的轴径及长度,查得轴径为30mm处平键截面尺寸为b×h×L=8mm×7mm×40mm。
②轴肩、轴环宽度与高度、各圆角半径和倒角大小
定位轴肩高度h一般取(2~3)C或(2~3)R。
表5-1零件倒角C与圆角半径R的推荐值mm
直径d
>6~8
>16~18
>18~30
>30~50
>50~80
C或R
0.5
0.6
0.8
1.0
1.2
1.6
2.0
③轴上零件的固定方法和紧固件
齿轮的右端采用轴肩定位,带轮与轴的周向定位均采用平键连接,齿轮的左端用轴端挡圈定位。
④轴上各零件的润滑方法和密封件的尺寸安装
对于单级斜齿圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度不是特别高,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度。
化学合成油的粘度大,润滑效果好。
从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封良好,凸缘应有足够的宽度,连接表面应精刨,且密封的表面要经过刮研。
同时,凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大,并均匀布置,保证部分面处的密封性。
5.3低速轴的概略设计轴
5.3.1轴的材料和热处理的选择
根据轴上零件的定位、装拆方便的要求,同时考虑到强度的原则将从动轴设计为阶梯轴。
选取轴的材料为45钢,并调质处理,HB217~255。
5.3.2轴的几何尺寸设计计算
(1)按照扭转强度初步设计轴的最小直径
按扭矩初步计算轴的最小直径。
查表15-3,取A0=112,得
低速轴最小直径:
5.3.3轴的结构设计
图5-2高速轴
(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①轴段L1的确定:
由《机械设计课程设计手册》表8-7,根据GB/T5014-2003选用型号为LX4的弹性柱销联轴器由上面计算可得轴的直径最小值为46mm,所以选择轴径为50mm,长度为80mm。
②轴段L3和L7的确定:
因轴
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