机械设计螺旋输送机传动装置的设计.docx
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机械设计螺旋输送机传动装置的设计.docx
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机械设计螺旋输送机传动装置的设计
机械设计课程设计
计算说明书
设计项目:
螺旋输送机传动装置的设计
院别:
机电工程学院
专业:
机电一体化
班级:
10级机电2班
姓名:
学号:
10062102
指导老师:
一、机械设计课程设计任务书…………………………3
二、减速器各零件的设计计算及说明……………5
1、电动机的选择……………………………………………………….5
2、传动装置的总传动比与各级传动比的计算分配..7
3、各轴的转速和转矩计算……………………………………….7
4、V带和带轮传动设计及计算…………………………………9
5、齿轮传动的设计及计算………………………………………15
6、输出传动轴的设计及计算…………………………………20
7、输入传动轴的设计及计算…………………………………24
8、滚动轴承的选择…………………………………………….….29
9、联轴器选择………………………………………………………..29
10、减速器附件的选择及箱体的设计……………….…..30
11、润滑密封………………………………………….……….……..31
12、减速器装配图………………………………………………....32
三、参考文献………………………………………………….....32
一、机械设计课程设计任务书
题目:
螺旋输送机传动装置的设计
(一)、总体布置简图:
(二)、工作条件
螺旋输送机主要用于运送粉状或碎粒物料,如面粉、灰、砂、糖、谷物等,工作时运转方向不变,工作载荷稳定;工作寿命8年,每年300个工作日,每日工作8h。
(三)、螺旋输送机的设计参数:
(题号4)
参数、题号
1
2
3
4
减速器输出轴转矩T/(N.m)
80
95
100
150
减速器输出轴转速n/(r/min)
180
150
170
115
(四)、设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算
2.传动装置的总传动比、各级传动比的计算分配
3.各轴的转速和转矩计算
4.设计V带和带轮及计算
5.设计齿轮的计算
6.设计输出传动轴的计算
7.设计输入传动轴的计算
8.滚动轴承的选择
9.联轴器的选择及计算
10.润滑与密封
11.减速器附件的选择
12.装配图、零件图的绘制
13.设计计算说明书的编写
(五)、设计任务
2.减速器总装配图一张
3.齿轮、带轮各一张、输出传动轴零件图、输入传动轴零件图各一张
4.设计说明书一份
二、减速器各零件的设计计算及说明
1、电动机的选择
计算内容
计算说明
计算结果
(1)确定电动机功率
输送机的输出功率为:
P减=9550T/n减=1.5kw
查《机械零件手册(第五版》.(周开勤主编)P5表2-2得,η轴承=0.98,η齿轮=0.97,η带轮=0.96,η联轴器=0.99
则电动机输出功率:
P电=P减/η总=2.03kw
电动机输出功率P电机输出=2.03kw
(2)确定电动机的转速
根据《机械零件手册(第五版》.(周开勤主编)P5表2-1和《机械设计课程设计》—徐起贺,P12表2-1得,i带=2~4,单级减速器中i齿轮=3~6,则i总轮=6~24,i总=n电机/n减,n电机=(6~24)x115=(690~2760)r/min,
根据《机械设计课程设计》.(徐起贺刘静香程鹏飞主编)的P279表20-1可知,符合这一范围的电机有750r/min,1000r/min,1500r/min,综合考虑电动机的尺寸,装置机构结构紧凑性,重量及价格等因素选用转速为1500r/min的电动机.其型号为Y100L1-4。
其额定功率为2.2kw,满载转速为1420r/min。
选用转速为1500r/min的电动机.
(3)选择电动机类型
根据《机械设计课程设计》.(徐起贺刘静香程鹏飞主编)的P279表20-1可知,电机转速为1500r/min,属于Y系列笼型三相异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压380V,其满载转速为1420r/min,额定功率为2.2kw,型号为Y100L1-4.
选用转速为1500r/min,Y系列笼型三相异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压380V,其满载转速为1420r/min,额定功率为2.2kw,型号为Y100L1-4
2、传动装置的总传动比、各级传动比的计算分配
计算内容
计算说明
计算结果
(1)总传动比
总传动比i=n电机动/n输送机=1420/115=12.3
总传动比i=12.3
(2)分配传动比
因为i总=i齿轮*i带轮。
所以i平均=EMBEDEquation.3=2.86
根据《机械零件手册(第五版》--周开勤P5表2-2和《机械设计课程设计》—徐起贺,P12表2-1考虑到加工工艺、加工成本、润滑条件及各传动比范围知,i带轮=3,i齿轮=i/i带轮=12.3/3=4.1根据传动比范围及考虑到润滑条件,确定传动比为
i带轮=3,i齿轮=i总/i带轮=12.3/3=4.1
i带轮=3,
i齿轮=4.1
3、计算各轴的转速和转
计算内容
计算说明
计算结果
(1)各轴的转速
由题知
n电机=1420r/min,
齿轮主动轮轴n1=n电/i带轮=471.5r/min,
齿轮从动轮轴n2=115r/min
带轮主动轮轴n3=n电=1420r/min
带轮从动轮轴n4=n1=471.5r/min
n电=1420r/min
n1=471.5r/min
n2=115r/min
n3=1420r/min
n4=471.5r/min
(2)各轴的传动功率
电动机输出功率P电机=2.03kW
齿轮主动轮轴输入功率P1=P电机*η轴承*η联轴器*η带轮=1.9kW
齿轮从动轮轴输出功率P2=P1*η齿轮=1.8kW
带轮主动轮轴输入功率P3=P电机*η联轴器=2.01kW
带轮从动轮轴输出功率P4=P1=1.9kW
螺旋输送机输入功率P输送机=P2*η轴承*η联轴器=1.75kW
P1==1.9kW
P2=1.8kW
P3=2.01kW
P4=1.9kW
P工作机=1.75kW
(3)各轴的传动转矩
带轮主动轮轴:
T0=9550(P电机/n电机)=9550*(2.03/1420)=13.65N·m
带轮从动轮轴齿轮主动轮轴:
T1=9550(P1/n1)=9550*(1.9/471.5)=38.48N·m
齿轮从动轮轴:
T2=9550(P2/n2)=9550*(1.8/115)=149.48N·m
输送机轴:
TW=9550(P输送机/n输送机)=9550*(1.75/115)=145.33N·m
T0=13.65N·m
T1==38.48N·m
T2==149.48N·m
TW=145.33N·m
4、V带和带轮传动设计及计算
计算内容
计算说明
计算结果
(1)确定计算功率Pc
根据V带传动工作条件,查《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编)P143表11-7,可得工作情况系数KA=1.2,则Pc=KA*P电=1.2×2.03kw=2.4kw
Pc=2.4kw
(2)选取V带型号
根据Pc、n电机,由《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编)P143图11-6选用Z型V带
选用Z型V带
(3)确定带轮基准直径dd1、dd2
根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编)
P143图11-6,P144表11-8,选dd1=80㎜,则
从动轮基准直径初步计算dd2=i带轮*dd1=235.2mm
由《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编)P144表11-8选dd2=236mm
dd1=80㎜
dd2=236mm
(4)验算带速v
v=(πdd1n1)/(60×1000)=(3.14×80×1420)/(60×1000)
=5.95m/s,
因为带速v在5~15m/s范围内,故带的速度合适.
v=5.95m/s
(5)确定V带的基准长度和传动中心距a
根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编)
P144式(11-3)计算初选中心距a0,
0.7(dd1+dd2) 故初选中心距a0=500mm, 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P144式(11-4)计算V带所需基准长度L0, L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0≈1508.5mm 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P137表11-2,选取带基准长度Ld=2000mm 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P144式(11-5)计算实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=545.75mm a0=500mm L0=1508.5mm Ld=2000mm a=545.75mm (6)验算主动轮上的包角α1 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P144式(11-6)得 α1=180°-57.3°(dd2-dd1)/a=163.6°>120°, 故包角合适 α1=163.6° (7)计算V带的根数Z 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P144式(11-7)得Z=Pc/(P0+△P0)KaK P141表11-3得P0=0.355kw(内插法) P141表11-4得△P0=0.0355(内插法) P142表11-5得Ka=0.96 P142表11-6得KL=1.16 则Z=Pc/(P0+△P0)KaKL=5.51(根)取Z=6根 Z=6根 (8)计算V带合适的初拉力Fo 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P136表11-1,得q=0.06kg/m。 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P145式(11-9)得 Fo=500Pc(2.5/Ka-1)/+qv2=56.04N Fo=56.04N (9)计算作用在带轮轴上的压力FQ 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P145式(11-8)得 FQ=2FoZsin(α1/2)=665.6N FQ=665.6N (10)带轮结构设计 A确定结构类型 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P148得主动轮dd1=80mm,采用实心式;从动轮dd2=236mm,采用腹板式。 主动轮采用实心式,从动轮采用腹板式。 B结构尺寸 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P148计算主动轮尺寸,由表15-2得c=118~107 P219式(15-2)得ds=c3√p/n≈12.05~14.93mm 考虑到键槽的影响增大5%,即ds=20mm L=2ds=40mm da1=dd1+2ha=90mm 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P148计算从动轮尺寸,由表15-2得c=118~107 P219式(15-2)得ds=c3√p/n≈17.03~18.78mm 考虑到键槽的影响增大5%,即ds=30mm L=2ds=60mm da2=dd2+2ha=246mm dh=2ds=60mm,dr=da2-2(h0+a)=216mm d0=(dh+dr)/2=138mm,S=(0.2~0.3)B=15.2~22.8mm S1=1.5S=30mm,S2=0.5S=10mm 主动轮: da1=90mm: ds=20mm L=40mm. 从动轮 da2=246mmds=30mm L=2ds=60mm dh=60mm dr=216mm d0=138mm S==20mm S1=30mm,S2=10mm C轮槽尺寸 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P148表11-9得 主动轮: bd=8.5mm,ha=5.0mm, e=12mm,f=8mm, h0=9.5mm,δ=5.5mm, =34° 从动轮: bd=8.5mm,ha=5.0mm, e=12mm,f=8mm, h0=9.5mm,δ=5.5mm, =38° 主动轮: bd=8.5mm,ha=5.0mm,e=12mm,f=8mm,h0=9.5mm, δ=5.5mm, =34o 从动轮: bd=8.5mm,ha=5.0mm,e=12mm,f=8mm,h0=9.5mm, δ=5.5mm =38o D材料选择 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P146,11.4节,速度小于30,所以选用铸铁HT150. 采用铸铁HT150 E带轮结构图 5、齿轮传动的设计及计算 计算内容 计算说明 计算结果 (1)确定齿轮类型 根据工作要求及使机构结构紧凑性好,选择斜齿轮圆柱齿轮 斜齿轮圆柱齿轮 (2)选择齿轮材料及精度等级 据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P169表12-3及齿轮工作条件和功率选用硬齿面齿轮组合。 小齿轮选用40Cr,调质,硬度为240~285HBW; 大齿轮选用45钢,调质,硬度为217~255HBW, 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P166表12-2由工作机工作条件要求,选择8级精度。 小齿轮选用40Cr,调质,大齿轮选用45钢,调质。 精度等级选8级精度 (3)确定转距T1,载荷系数K 1)转矩T1=9.55×106P减/n减=38.48N·mm 2)载荷系数K, 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P171表12-4取K=1.2 T1=38.48N·mm K=1.2 (4)齿数Z1、螺旋角β、齿形系数Ψa 小齿轮齿数Z1取20,则大齿轮齿数Z2=82,初选螺旋角β=15°,则 ZV1=Z1/cos2β=22.19,ZV2=Z2/cos2β=90.99, 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P174图12-25查得 齿形系数YF1=2.82,YF2=2.22,取Ψa=0.5 Z1=20,Z2=82 ZV1=22.19 ZV2=90.99 β=15°, Ψa=0.5 (5)许用弯曲应力[σF] 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P175图12-26查得σFlim1=250MPa,σFlim2=190MPa, 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P173表12-5查得SF=1.5,SH=1.2 则[σF]1=σFlim1/SF≈166.66MPa, [σF]2=σFlim2/SF≈126.66MPa 因YF1/[σF]1≈0.0169,YF2/[σF]2≈0.0175 且YF1/[σF]1 mn≥3√3.2KT1YF2cos2β/Ψa(u+1)Z12[σF]2≈1.3mm,根据设计需要和实际工作情况由《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P160表12-1取mn=2.5mm [σF]1=166.66 MPa, [σF]2=126.66 MPa, mn=2.5mm (6)确定中心距及螺旋角β 根据《机械设计基础》(含工程力学)--李国斌-主编P178表12-6得中心距a=mn(Z1+Z2)/2cosβ=131.98mm,取a=132mm 螺旋角β=arccos[mn(Z1+Z2)/2a]=15°0′ 齿宽b=Ψa·a=0.5×132mm=66mm 经圆整后取b2=70mm,b1=75mm a=132mm β=15° b1=70mm b2=75mm (7)验算齿面接触强度 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P172图12-23、P173表12-5可得,σHlim1=700MPa σHlim2=560MPa,SH=1.1,故 [σH]1=σHlim1/SH=636.36MPa, [σH]2=σHlim2/SH=509.11MPa,则 σH=305√(u+1)KT1/uba2=337.56MPa<[σH2], 因此安全 σH=337.56MPa (8)齿轮的圆周速度 根据《机械设计基础》(含工程力学)(李国斌-主编)公式V=πd1n1/60/100=1.28m/s, 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P166表12-2可知,选8级精度等级是合适的。 V=1.28m/s (9)齿轮的结构设计 A.确定结构类型 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P178表12-6得 分度圆直径d1=(mn*z1)/cosβ≈52mm d2=(mn*z2)/cosβ≈212mm 齿顶高ha=mn=2.5mm 齿顶圆直径da1=d1+2ha=57mmda2=d2+2ha=217mm 根据《机械设计基础》(含工程力学).(李国斌主编) P187知因为da1≤200mm主动轮选用实心式。 da2=200~500mm从动轮选用腹板式。 主动轮选用实心式 从动轮选用腹板式 B.确定结构尺寸 由《机械设计基础》(含工程力学)(李国斌-主编)P219表15-2查的C=118~107,则轴的最小直径为: dm1≥ =17.03~18.78mm 考虑到键槽对轴的削弱,将直径增大5%,即ds1=dm1(1+5%)。 参考《机械零件手册(第五版》(周开勤--主编)取ds1=25mm dm2≥ =26.8~29.5mm 考虑到键槽对轴的削弱,将直径增大5%,即ds2=dm2(1+5%)参考《机械零件手册(第五版》(周开勤--主编)取ds2=45mm 由《机械设计基础》(含工程力学)(李国斌-主编)P178表12-6得 端面模数m1=mn/cos15=2.59mm 齿顶高ha=mn=2.5mm齿根高hf=1.25mn=3.125mm 全齿高h=ha+hf=5.625mm顶隙c=0.25mn=0.625mm 分度圆直径d1=(mn*z1)/cosβ≈52mmd2=(mn*z2)/cosβ≈212mm 齿顶圆直径da1=d1+2ha=57mmda2=d2+2ha=217mm 齿根圆直径df1=d1-2hf=46mm;df2=d2-2hf=206mm D0=1.6ds2=72mmD1=da2-10ma=192mmD2=0.5(D0+D1)=132mmC1=0.3D2=21mm m1=2.59mm d1=52mm d2=212mm da1=57mm da2=217mm df1=46mm df2=206mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm at=20.6° D0=72mm D1=192mm D2=132mm C1=21mm C.齿轮结构简图 6、输出传动轴的设计及计算 计算内容 计算说明 计算结果 1选择轴的材料,确定许用应力。 由已知条件得知减速器传递功率 P=1.8kw 故选择45号钢,调质处理。 由《机械设计基础》(含工程力学)(李国斌-主编)P215表15-1查的σb=650Mpa, 由《机械设计基础》(含工程力学)(李国斌-主编)P220表15-3查的许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa 选用45号钢,调质处理 σb=650Mpa [σ-1b]=60Mpa 2初步设计轴结构图 如左图 3按抗扭强度估算轴的直径 由《机械设计基础》(含工程力学)(李国斌-主编)P219表15-2查的C=118~107,则轴的最小直径为: dD≥ =110 =26.8~29.5mm 考虑到键槽对轴的削弱,将直径增大5%,即dm=d(1+5%)=28.14~30.98mm。 参考《机械零件手册(第五版》(周开勤--主编)取dD=30mm。 根据轴系结构确定取dc=40mm。 dD=30mm dc=40mm 4齿轮上的作用力的计算 齿轮所受的转矩为: T=9.55×106× =149480N·mm 圆周力Ft= =1377.7N·mm 径向力Fr= =519.13N 轴向力Fa=Frtanβ=369.15N T=149480N·mm Ft=1377.7N·mm Fr=519.13N Fa=369.15N 5画出轴的受力图 如左图 6计算水平支反力,画水平弯矩图 水平支反力为: FAH=FBH= =688.85N C-C截面处的水平面弯矩为: MCH=688.85× N·mm=68885N·mm FAH=688.85N MCH=68885N·mm 7计算垂直面支反力,画垂直面弯矩图 垂直面支反力为: FAV×L-Fr× +Fa× =0 FAV=59.3N FBV=Fr-FAV=459.83N C-C截面的左侧垂直面弯矩 MCV左=FAV× N·mm=5930N·mm C-C截面的右侧垂直面弯矩: MCV右=FBV× N·mm=45983N·mm FAV=226.64N FBV=5771.7N MCV左=5930N·mm MCV右=45983N·mm 8画合成成弯矩图 MC左= ≈69139.7N·mm MC右= ≈82822.58N·mm MC左=69139.7N·mm MC右=82822.58N·mm 9画出转矩图 由题知T=149480N·mm T 如左图 10计算当量弯矩 参考《机械设计基础》(含工程力学)(李国斌-主编)p219因减速器单向运转,故可认为转矩脉动循环变化,取系数 =0.6, Mec= ≈1.22×105N·mm Mec=1.89×106N·mm 11校核强度 = <[σ-1b]=60Mpa <[σ-1b]=60Mpa 故轴的强度足够。 轴强度足够 12轴的零件图 7、输入传动轴的设计及计算 计算内容 计算说明 计算结果 1选择轴的材料,确定许用应力。 由已知条件得知减速器传递功率 P=1.9kw 故选择45号钢,调质处理。 由《机械设计基础》(含工程力学)-(李国斌-主编)P215表15-1查的σb=650Mpa, 由《机械设计基础》(含工程力学)(李国斌-主编)P220表15-3查的许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa 选用45号钢,调质处理 σb=650Mpa [σ-1b]=60Mpa 2初步设计轴结构图 如左图 3按抗扭强度估算轴的直径 由《机械设计基础》(含工程力学)(李国斌-主编)P219表15-2查的C=118~107,则轴的最小直径为: dD≥ =110 =17.03~18.78mm 考虑到键槽对轴的削弱,将直径增大7%,即dm=d(1+7%)=18.22~20.09mm。 参考《机械零件手册(第五版》(周开勤--主编)取dE=20mm。 根据轴系结构确定取 dA=20mm,dB=25mm。 dA=20mm dB=2
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