精品带式运输机的传动装置设计机械设计毕业论文说明书.docx
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精品带式运输机的传动装置设计机械设计毕业论文说明书
湖南农业大学东方院
课程设计说明书
课程名称:
机械课程设计
题目名称:
带式运输机的传动装置设计
目录
1、设计任务书
2、电动机的选择
3、计算传动装置的运动和动力参数
4、传动件设计计算
5、滚动轴承和传动轴的设计
6、键的设计和计算
7、箱体结构的设计
8、润滑密封设计
9、联轴器设计
10、设计小结
11、参考文献
一、设计任务书
设计课题:
带式运输机的传动装置设计
1.传动简图:
1-电动机;2-V带;3-齿轮减数机;4-卷筒;5-运输带6-联轴器
图1:
带式运输机的传动装置
2.工作条件:
1)使用期限10年,二班制(每年按300天计算)
2)载荷平衡
3)运输物品:
谷物
4)单向传动,转速误差不的超过±5%
5)工作参数:
题号
参数
04
运输带工作拉力(kN)
2.5
运输带工作速度(ms)
1.1
卷筒直径(mm)
400
二、电动机的选择
电动机类型和结构型式
根据直流电动机需直流电源,结构复杂,成本高且一般车间都接有三相交流电,所以选用
三相交流电动机。
又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单
、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。
根据本装置的
安装需要和防护要求,采用卧式封闭型电动机。
Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防
止灰尘或其他杂物侵入之特点。
故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。
1.工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速Nw:
Pw=F·V=2500(N)×1.1(Ms)=2750W=2.75KW
Nw=(1000×60×V)πD=52.521132rmin,
式中:
F--牵引力;V---传送速度;D---滚筒直径;
2.传动的总效率
由机械课程设计课程设计手册P5表1-7>
一对球轴承的效率———取η1=0.99
一对齿轮传动的效率——取η2=0.97
刚性联轴器的效率———取η3=1
V带的效率——————取η4=0.96
传动装置的总效率η
3.电动机所需的输出功率Pa
4)确定电动机的额定功率Ped
由机械课程设计课程设计手册P167表<12-1>
∵Ped>Pd
取Ped=4kw
5)电动机转速的选择
<由[1]P5表2-1>V带传动比i=4,斜齿轮的传动比i=5,则总传动比合理范围为i≤20,电动机
由机械课程设计课程设计手册P167表<12-1>找出有2种适用的电动机型号其技术参数及传功比的比较情况见下表:
电动机转速(rmin)
传动装置的传动比
方案
电动机型号
额定功率Pedkw
同步
转速
满载
转速
总传
动比
齿轮
传动比
1
Y132M1-6
4
1000
960
23.54
23.54
2
1440
11.77
11.77
综合考虑电动机和传动装置的尺寸,重量以及减速器的传动比,比较三个方案可得方案1:
电动机转速较高,但总传动比大,传动装置尺寸较大;方案2:
适中,较合适。
故此选用型号为Y132M-4所选电动机额定功率Ped=4kW,满载转速nm=960rmin,总传动比适中,传动装置结构较紧凑,所选电动机的主要处型和安装尺寸如下所示:
方案
电动机型号
额定功率
P
kw
电动机转速
电动机重量
N
参考价格
元
传动装置的传动比
堵转转矩
最大转矩
同步转速
满载转速
总传动比
减速器
额定转矩
额定转矩
2
Y132M1-6
4
1000
960
810
600
11.77
11.77
2.0
2.0
中心高
外型尺寸
L×(AC2+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
515×345×315
216×178
12
38×80
10×3
三三、计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nmnwnw=52.521132nm=960rmini=18.278357
2.合理分配各级传动比
因为i1要略小于i2。
速度偏差为0.5%,所以可行。
3.各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算
电动机转轴速度n0=960rmin
轴In1=nmi1=240rmin
轴IIn2=n1i1=52.521132rmin
各轴功率电动机额定功率P0=Pd=4kw
轴IP1=P0*η4=P0*η带=4*0.96=3.84Kw
轴IIP2=P1*η齿轮*η轴承=3.84*0.97*0.99=3.687552Kw
各轴转矩电动机转轴T0=2.0N
轴IT1=(9550*10六次方*P1)n1=(9550*3.84)240=152.28N·m
轴IIT2=(9550*10六次方*P2)n2=(9550*3.687552)52.521132=670.5134N·m
其中Td=(n*m)
项目
电动机轴
轴I
轴II
转速(rmin)
960
240
360
功率(kW)
4
3.84
3.687552
转矩(N·m)
2.0
152.28
670.5134
传动比
1
4
效率
1
0.96
0.9603
四、传动件设计计算(齿轮)
4.1V带传动的设计计算
输入功率
小齿轮转速
齿数比
小齿轮转矩
载荷系数
7.35075KW
1440rmin
4
48.74976N·m
1.3
.齿轮的设计
(一)底速级齿轮传动的设计计算
1.齿轮材料,热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
(1) 齿轮材料及热处理
①材料:
底速级小齿轮选用45Cr(调质),齿面硬度为小齿轮280HBS
取小齿齿数=20,底速级大齿轮选用45钢(调质),齿面硬度为
大齿轮240HBS,
=4.6
③齿轮精度
按GBT10095-1998,选择8级,齿根喷丸强化。
④选取螺纹角=14°
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
确定各参数的值:
①试选=1.6
②查课本P217图10-30选取区域系数Z=2.433
③由课本P215图10-26=0.74;=0.88
则=0.74+0.88=1.62
③查课本P21510-19图得:
K=0.90K=0.93
④取失效概率为1%,安全系数S=1,应用图10-21d,查小齿轮的接触疲劳强度
应用P205公式10-12得:
[]==0.90×600=540
[]==0.93×560=522.5许用接触应力
==531.25MP
⑤u==4.6
⑥由P205的表10-7选取齿宽系数
⑦由表查得材料弹性影响系数
3.计算
①试算小齿轮分度圆直径,有计算公式的
mm=65.12617
②计算圆周速度
V=(π*d1t*n1)60*1000=(3.14159*65.12617*240)60*1000=0.81953ms
③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==1×65.12617mm=65.12617mm
计算摸数m
m=d1t×cosβZ1=65.12617×cos14°20=3.15958mm
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25Mnt=2.25×3.15958=7.10905
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=65.1322来计算应有的齿数.于是由:
z=(65.1322*cos14°)2.5=25.27899取z=26
②几何尺寸计算
将中心距圆整为187
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos{(z1+z2)mn2α}=arccos{(26+119)*2.5(2*187)}=14°14′43″
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
d=(Z1×Mn)cosβ=(26×2.5)cos14°14′=67.062068
计算齿轮宽度
B=Φd1=1×65.214242=65.214242
圆整后取B2=65mmB1=70mm
五、滚动轴承和传动轴的设计
5.1滚动轴承的设计
⑴因轴上的功率P=6.77868,转速=127.39rmin,转矩=508.17484N·m
⑵.求作用在齿轮上的力
级别
Z1
Z2
Mnmm
Mtmm
螺旋角
压力角
齿宽mm
高速级
26
119
2.5
3.15958
20
1
B1=65B2=70
低数级
36
115
2.0
2.0662
14°9′
20
B1=95B2=100
P0=Pd=4kw
轴IP1=P0*η4=P0*η带=4*0.96=3.84Kw
轴IT1=(9550*10六次方*P1)n1=(9550*3.84)240=152.28N·m
轴IIP2=P1*η齿轮*η轴承=3.84*0.97*0.99=3.687552Kw
轴IIT2=(9550*10六次方*P2)n2=(9550*3.687552)52.521132=670.5134N·m
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
D2=mz=375.99002mm
圆周力F:
Ft=2T1d4=(2×152.28)375.99002=810.0215N
径向力F:
及轴向力F:
⑶.初步确定轴的最小直径
先按课本P37015-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P370表15-3取
(公式在P37015-2)
d(min)=A0(³√P2n2)=46.204688mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本P351表14-1,选取工作情况系数K(A)=1.5
Tca=K(A)×T3=1.5×670.5134=1005.7701.m
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》93-102
选取LT9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1000Nm,许用最大转速为2850rmin半联轴器的孔径d1=40mm故取d1-2=40mm,半联轴器的长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm
⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径42mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径55mm,半联轴器与84为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取
2初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311型.
2.从动轴的设计
对于选取的单向圆锥滚子轴承其尺寸为d*D*T=55*120*31.5
故;而.
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得30311型轴承定位轴肩高度
mm,
③取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为65mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.85,取.轴环宽度,取b=8mm.
④轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取.
⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=31.5,
高速齿轮轮毂长L=65,则
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5.求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》P73表6-6.
对于30311型的角接触球轴承,a=24.9mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
4285.0009N×62(131+62)=1376.52879N
4285.0009N×131(131+62)=2908.47211N
740.40305N
F(NV2)=Fr-F(NV1)=1608.3523N-740.40305N=867.94925N
M(H)=F(NH1)×L2=158025.50509N·mm
740.40305×114.8=84998.27014N·mm
867.94925×60.8=52771.3144Nmm
158025.505092²+84998.27014²=179434.57355N·mm
M2=√M(H)²+M(V2)²=166603.93718N·mm
传动轴总体设计结构图:
从动轴的载荷图:
6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据公式P373(15-4)
=={√179434.57355²+(0.6×508.17484)²}0.1×50³=14.35479
前已选轴材料为45钢,调质处理。
查表15-1得[]=60MP
〈[]此轴合理安全
7.精确校核轴的疲劳强度.
⑴.判断危险截面
截面A,(F),(G),B只受扭矩作用。
所以A(F)(G)B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面(B)和(C)处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面(C)的应力集中的影响和截面(B)的相近,但是截面(C)不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面(C)和(D)显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面(B)左右两侧需验证即可.
⑵.截面(B)左侧。
抗弯系数W=0.1=0.1=12500
抗扭系数=0.2=0.2=25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩为=508.17484N·m
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
轴的材料为45钢。
调质处理。
由课本P362表15-1查得:
因
经插入后得
2.0=1.31
轴性系数为
=0.85
K=1+=1.82
K=1+(-1)=1.26
所以
综合系数为:
K=2.8
K=1.62
碳钢的特性系数取0.1
取0.05
安全系数
S=25.13
S13.71
≥S=1.5所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数W=0.1=0.1=12500
抗扭系数=0.2=0.2=25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M为M=133560
截面Ⅳ上的扭矩为=508.17484N·m
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
==508174.8425000=20.32699K=
K=
所以
综合系数为:
K=2.8K=1.62
碳钢的特性系数
取0.1取0.05
安全系数
S=25.13
S13.71
≥S=1.5所以它是安全的
中间轴的设计
1总结以上的数据。
功率P2
转矩T2
转速n2
齿轮分度圆直径d3
压力角β
7.05892Kw
187.25746N·m
360rmin
207mm
20°
2求作用在齿轮上的力
圆周力:
径向力:
Fr=Ft×tanαncosβ=(1818.03359×tan20)cos14°9′=681.96746N
及轴向力F:
F=Ft×tanβ=1818.03359×tan20°=661.71011N,的方向如图示:
⑶.初步确定轴的最小直径
先按课本P37015-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P370表15-3取
(公式在P37015-2)
=37.55356mm
3初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7008C型.
D
B
轴承代号
40
68
15
7008AC
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
又因大齿轮轮的宽度为60mm小齿轮轮的宽度为100mm,且两端用套筒限位,故取L(B-C)=98mm,d(D-E)=58mm.由齿轮端面与机座内壁的距离为10mm,因输出轴的轴承与机座端面内壁的距离取7.5mm,所以L(A-B)=15+7.5+10+2=34.5mm.取L(C-D)=17.5mm.为了和主动的配合紧凑L(E-F)取37mm=15+2+10+7.5+2.5(与主动轴配合整齐的距离)。
由选用的轴承其尺寸为的
,可取d(A-B)=d(E-F)=40mm由输出轴的算法同理可计算出d(B-C)=56mm,d(D-E)=54mm.因轴环宽度,所以取d(C-D)=17.5。
由输出轴的计算方法精确校核轴的疲劳强度等各项指标均合格,此设计安全可行。
主动轴的设计
总结以上的数据。
功率P1
转矩T1
转速n1
齿轮分度圆直径d3
压力角β
7.35075Kw
48.74976N·m
1440rmin
55mm
20°
2求作用在齿轮上的力
圆周力:
径向力:
Fr=Ft×tanαncosβ=(1772.71855×tan20)cos14°9′=665.38048N
及轴向力F:
F=Ft×tanβ=1772.71855×tan20°=645.21679N,的方向如图示:
⑶.初步确定轴的最小直径
先按课本P37015-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本P370表15-3取
(公式在P37015-2)
mm
输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d(A-B),为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
4联轴器的型号的选取
查课本P351表14-1,选取工作情况系数K(A)=1.5
Tca=K(A)×T1=1.5×48.74976N·m=73.12464N.m
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,又因所选电机的轴径D=38mm.综合考虑查《机械设计课程设计手册》第三版P99表8-7,选取LX6型弹性套柱销联轴器其公称转矩为250Nm,许用最大转速为3800rmin半联轴器的孔径d=32mm故取d(A-B)=32mm,半联轴器的长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=60mm
⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,B-C轴段右端需要制出一轴肩,故取B-C的直径d(B-C)=34mm;左端用轴端端盖定位,半联轴器与60为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故A-B的长度应比略短一些,现取L(A-B)=58mm。
1初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7007C型.
D
B
轴承代号
35
62
14
7007AC
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定),根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,又因要与输出轴配合,故取L(B-C)=75.54mm。
又因小齿轮轮的宽度为65mm,由齿轮端面与机座内壁的距离为10mm,且右端用套筒限位,为了配合中间轴的传动综合考虑取L(G-H)=96.5mm,由所选轴承和定位方式可取d(C-D)=14mm.由所选轴承的定位方式和轴环宽度计算公式,可算得L(D-E)=6mm、L(F-G)=6mm。
由选用的轴承其尺寸为的
,可取d(C-E)=d(G-H)=35mm,因轴环宽度,经计算取d(F-G)=43mm。
(由手册上查得7007C型轴承定位轴肩高度,经计算取取h=3)d(D-E)=41mm
由输出轴的计算方法精确校核轴的疲劳强度等各项指标均合格,此设计安全可行。
六、键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键.
根据输出轴d(B-C)=58
查表6-1取:
键宽b=16h=10=80
②校和键联接的强度
查表4-1得[]=120MP
工作长度80-16=64
③键与轮毂键槽的接触高度
K=0.5h=5
由式(6-1)得:
(2×508.17484×1000)5×64×50=54.76023<[]
所以此键合适
同理查表4-1:
高速轴键(图号44)尺寸为:
10×56
中间轴(图号12)尺寸为12×90
(图号39)尺寸为:
12×50
同理校核均安全合适。
七、箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量,
大端盖分机体采用配合.
1.机体有足够的刚度
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度
2.考虑到机体内零件的润滑,密封散热。
因其传动件速度小于12ms,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为
3.机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8,圆角半径为R=25-3mm机体外型简单,拔模方便.
4.对附件设计
A视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固
B油螺塞:
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。
C油标:
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.
D通气孔:
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安
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