机械设计课程设计带式传输机的传动装置设计.docx
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机械设计课程设计带式传输机的传动装置设计
1课程设计(论文)任务书
年级专业
学生姓
名
学号
题目名称带式传输机的传动装置设计设计时间
课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点
一、课程设计(论文)目的
1.1综合运用所学知识,进行设计实践→巩固、加深和扩展。
1.2培养分析和解决设计简单机械的能力→为以后的学习打基础。
1.3进行工程师的基本技能训练→计算、绘图、运用资料。
二、已知技术参数和条件
2.1技术参数:
输送带工作拉力:
2.5kN
输送带速度:
1.3m/s
卷筒直径:
370mm
2.2工作条件:
连续单向运转,工作时有轻微
振动,使用期10年(每年300个
工作日),小批量生产,两班制工
作,输送机工作轴转速允许误差±
5%。
三、任务和要求
3.1绘制二级圆柱直齿轮减速器装配图1张;标题栏符合机械制图国家标准;
3.2绘制零件工作图2张(齿轮和轴);
3.3编写设计计算说明书1份,计算数据应正确且与图纸统一。
说明书应符合邵阳学
院规范格式且用A4纸打印;
3.4.图纸装订、说明书装订并装袋;
2四、参考资料和现有基础条件(包括实验室、主要仪器设备等)
4.1《机械设计》教材
4.2《机械设计课程设计指导书》
4.3《减速器图册》
4.4减速器实物;
4.5《机械设计手册》
4.6其他相关书籍
五、进度安排
序号设计内容天数
1设计准备(阅读和研究任务书,阅读、浏览指导书)1
2传动装置的总体设计2
3各级传动的主体设计计算2
4减速器装配图的设计和绘制7
5零件工作图的绘制1
6编写设计说明书2
7总计15
六、教研室审批意见
教研室主任(签字):
年
月日
七|、主管教学主任意见
主管主任(签字):
年
月日
八、备注
指导老师(签字):
学生(签字):
3目录
目录目录
一、设计任务
………………………………………………()
二、系统总体方案设计
……………………………………()
三、电动机选择……………………………………………
()
四、传动装置运动及动力参数计算
………………………()
五、链传动的设计与计算
………………………………()
六、传动零件的设计计算
…………………………………()
七、
轴的设计
……………………………………………()
八、减速机机体结构尺寸的确定…………………………
()
九、减速机各部位附属零件的设计
………………………()
十、润滑方式的确定
…………………………………()
十一、设计总结……………………………………………()
十二、参考文献……………………………………………()
4机械设计课程设计带式运输机传动装置的设计一、
设计任务
设计任务设计任务
设计任务1,技术参数:
输送带工作拉力:
2.5kN
输送带速度:
1.3m/s
卷筒直径:
370mm
2,工作条件:
连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期10年(每年300个工作日),小批量生产,两班
制工作,输送机工作轴转速允许误差±5%。
二
二二
二、
、、
、系统总体方案设计
系统总体方案设计系统总体方案设计
系统总体方案设计
根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。
它能
承受较大的载荷且传动平稳,能实现一定的传动比。
5
三、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列封闭式三相异步电动机(工作要求:
连续工
作机器)
2、电动机功率选择:
据任务书中的输送机的参数表知:
工作机所需的功率PW=FWV/1000
?
W=3.385kW电动机至工作机的总效率?
圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为η1=0.982
滚动轴承传动效率(四对)为η2=0.994弹性联轴器传动效率η3=0.99带式输送机的传动效率为η4=0.96
链传动的效率η5=0.96?
=?
1?
2?
3?
4?
5=0.982×0.994×0.99×0.96×0.96=0.842所需电动机的功率Pd=Pw/
?
=4.02kW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
nw=60×1000V/πD=60×1000×1.3/π×370=67.1r/min
由于同步转速低的电动机磁极多,尺寸大,重量大,但可使传动系统的传
动比和结构尺寸减小,从而降低了传动装置的制造成本。
故可初定同步转
速为1000r/min和1500r/min
由表17-7按Pm≥
Pd可得电动机的型号有两种:
方案电机型号额定
功率
KW
同步转速
r/min
满载转速
r/min
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩Ⅰ
ⅠⅠ
ⅠY132M2-6
5.510009602.02.2Ⅱ
Y132M-4
5.5150014402.02.3同步转速低的电动机磁极多,外廓尺寸大,重量大,价格高综合电动机和传动系统
的尺寸、重量和价格选择第二种电动机
4、确定电动机型号
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比,
可知方案1比较合适。
因此选定电动机型号为Y132M-4,额定功率为
Ped=5KW,满载转速n电动=1440r/min。
四
四四
四、
、、
、计算总传动比及分配各级的传动比
计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比
计算总传动比及分配各级的传动比
总传动比:
i=nm/nw=1440/67.1=21.46
F=2500N
V=1.3m/s
D=370mm
?
=0.842
Pd=4.02kw
nw=67.1r/min
电动机的型号
为Y132M-4
Ped=5.5kw
nm=1440r/min。
i=21.46
6高速级的传动比i1,低速级的传动比i2,取链传动比i3=1.5
取减速箱的传动比为i4i4=i/i3=21.46/1.5=14.31
根据指导书中(3-7)得14(1.3~1.4)
ii=则i1=4.5
i2=i4/i1=3.2
五
五五
五、
、、
、传动参数的计算
传动参数的计算传动参数的计算
传动参数的计算
1
11
1、
、、
、
各轴的转速n(r/min)
高速轴Ⅰ的转速n1=nm=1440,
中间轴Ⅱ的转速n2=n1/i1=1440/4.5=320
低速轴Ⅲ的转速n3=n2/i2=320/3.2=100
滚筒轴Ⅳ的转速n4=n3/i3=100/2=66.72、各轴的输入功率P(KW)
高速轴Ⅰ的输入功率P1=Pmη3=5.445
中间轴Ⅱ的输入功率P2=P1η1η2=5.283低速轴Ⅲ的输入功率P3=P2η1η2=5.125滚筒轴Ⅳ的输入功率P4=P3η2η5=4.871电动机的额定功率为Pm=5.5圆柱齿轮传动(7级精度)效率为η1=0.98滚动轴承传动效率为η2=0.99弹性联轴器传动效率η3=0.99带式输送机的传动效率为η4=0.96链传动的效率η5=0.963、各轴的输入转矩T(N·m)
高速轴Ⅰ的输入转矩T1=9550P1/n1=36.11
中间轴Ⅱ的输入转矩T2=9550P2/n2=157.665低速轴Ⅲ的输入转矩T3=9550P3/n3=489.438滚筒轴Ⅳ的输入转矩T4=9550P4/n4=697.422
六
六六
六、
、、
、传动零件的设计计算
传动零件的设计计算传动零件的设计计算
传动零件的设计计算
1、链条传动的设计计算
取小链轮的齿数Z1=19
大链轮的齿数Z2=i3Z1=1.5×19=28.5取整29
(1)确定功率
由表9-6查的KA=1.0由图9-13查的Kz=1.36,链传动所传递的功率P=P3η2=5.125×0.99=5.07KW,设计为单排链取kp=1
可得:
Pca=KAKZP/kp=1.0×1.36×5.07=6.895KW
i1=4.5
i2=3.2i3=1.5
n1=1440r/min
n2=320n3=100n4=66.7
P1=5.445
P2=5.283P3=5.125P4=4.871
T1=36.11
T2=157.665T3=489.438T4=697.422
Z1=19
Z2=29KA=1.0Kz=1.36Pca=6.895KW
7
(2)选择链条的型号和节距
根据Pca=6.895KW及n链轮=100r/min查图9-11可
得,可选20A-1.查表9-1可得链条节距p=31.75mm
(3)计算链节数和中心距0(30~50)925.5~1587.5
apmm==
取a0=1000mm相应的链长节数为
2
0
1221
0
02()87.072
22PaZZZZ
P
L
Paπ+?
=++=
由于链节数通常为偶数:
取链长节数Lp=88节
查表9-7得f1=0.249688,则链传动的最大中心距为
112[2()]1014.73pafpLzz
=?
+=
(5)计算链速u,确定润滑方式311.005/
601000
nZP
vms==
×
由v=1.005m/s和链号16A-1,查9-14得润滑方式为滴油润滑。
(6)计算压轴力
有效圆周力为:
Fe=1000P/v=1000×5.07/1.005=5044.78N
链轮水平布置时的压轴力系数Kfp=1.15,则压轴力Fp=KfpFe=5801.49N(7)链轮材料的选择及处理
对于主动链轮齿数z1=19<25,有少量冲击载荷,故材料由表9-5选用20钢,
热处理为淬火、回火,处理后的硬度为50~60HRC。
而从动链轮齿数z2=29>25,由表9-5选用35钢,热处理为正火,处理后的硬度为160~200HRC。
两链轮的基本参数和主要尺寸如表:
名称计算公式主链轮(mm)从动链轮
(mm)
分度圆直径d
d=p/sin(1800/
z)192.90293.66
齿顶圆直径da
(取整)damin=d+p(1-1.6/z)-d1damax=d+1.25p-d1202.93
212.63
(210)
304.6
314.30
(310)
齿根圆直径df
df=d-d1173.85274.61
最大轴凸缘直
dg(取整)
dg=pcot(1800/z)-1.04h2-0.76
158.12
(158)
259.79
(260)
齿高ha
hamin=0.5(p-d1)
hamax=0.625p-0.5d1+0.8p/z
6.35
11.66
6.35
11.19
齿宽bf1
bf1=0.95b117.955
p=31.75mm
Lp=88节
f1=0.249688
a=1014.73mm
Fe=5044.78N
KFp=1.15FP=5801.49N
v=1.005m/s
润滑为滴油润
滑
8
齿侧倒角ba公称
公称公称
公称ba公称=0.13p
4.11275
齿侧半径rx公称
公称公称
公称rx公称=p
31.15
2、圆柱直齿轮传动的设计计算
(1)高速级的一对齿轮的设计。
1)由设计说明书可知选用了直齿轮传动。
2运输机为一般工作机,速度不高,故选用7级精度
(GB-100095--88).
3)材料选择。
由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬
度为280HBS,
大齿轮材料为45(调质)硬度为
240HBS.硬度相差40HBS
(硬度均小于350HBS故为软齿面)
4)减速器为闭式齿轮传动,为了提高传动的平稳性,减小
冲击振动,故选择小齿轮齿数z1=22
,大齿轮齿数z2=z1×
4.5=99。
。
1、按齿面接触强度设计1)确定公式内的各计算数值
按公式(10-9a)试算,即2
1
3
1
(1)
2.32
[]E
t
H
dKTuZ
d
uφσ?
?
±
≥
?
?
?
?
(1)试选Kt=1.3根据表10-7选得φd=1
根据表10-6选得ZE=189.8Mpa1/2
根据已知条件可以算出转矩5
11195.510/36110
TPn=×=Nmm?
由图10-21d查的小齿轮的接触疲劳强度Hσlim1=600pa
p大齿轮接触疲劳强度为Hσlim2=550Mpa由式10-13计算应力循环系数9
1606014401(2830010)4.147210hNnjL
==××××××=×99
24.147210/4.50.92210N
=×=×由图10-19取接触疲劳寿命系数
KHN1=0.90KHN2=1.0取失效概率为0.01安全系数为S=1
Kt=1.3φd=12
/18.189MPaZE=T1=36110Nmm?
Hσlim1=600Hσlim2=550
N1=4.1472×109N2=0.922×109
KHN1=0.90
KHN2=1.0[Hσ]1=540[Hσ]2=550
u=3.23m/s
9MPa
MPa
S
KH
HN
H540
6009.0][1lim1
1=
×==σ
σ2lim2
2[]1.0550550HNHHK
MPaMPa
Sσ
σ==×=
2)计算带入较小值得出d1t
≥42.836mm
3)圆周速度11601000tdn
uπ=
×=3.23m/s
4)计算齿宽与齿高比b/h
齿宽b=φdd1t=42.836mm
模数mt=d1t/Z3=1.92mm
齿高h=2.25mt=4.381mm则齿宽与齿高之比为b/h=9.78
5)计算载荷系数
根据u=3.23m/s7级精度由图10-8查的Kv=1.12
直齿轮HK
α=FKα=1(P195)
由表10-2查的KA=1
由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,HKβ=1.4176由图10-13得FKβ=1.34
故载荷系数K=KAKvKH
αKHβ=1×1.12×1×1.4176=1.588
由(10-10a)得3
11t
tk
dd
k
==45.788mm
计算模数m=d1/Z3=2.08mm
2、按齿根弯曲强度设计1
3
2
12
[]FaSa
dFKTYY
m
Zφσ≥
(1)计算公式内的各计算数值
由图10-20c查的小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa大齿轮σFE2=380Mpa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.89取弯曲疲劳安全系数S=1.4(1.25——1.5)
[σF]1=0.85×500/1.4=303.57Mpa
[σF]2=0.89×380/1.4=241.57Mpa
计算载荷系数K=KAKvKF
αKFβ=1×1.12×1×1.34=1.50
由表10-5查的齿形系数得
YFa1=2.82YFa2=2.182
齿形校正系数
YSa1=1.57YSa2=1.789
b=42.836mm
mnt=1.92mm
h=4.381mm
b/h=9.78
Kv=1.12HKα=FKα=1
KA=1HKβ=1.4176FKβ=1.34
K=1.588
d1=45.788mm
m=2.08mm
σFE1=500MpaσFE2=380Mpa
KFN1=0.85
KFN2=0.89
[σF]1=303.57
[σF]2=241.57
K=1.50
YFa1=2.82
YFa2=2.182YSa1=1.57YSa2=1.789
m≥1.53mm
1011
12.721.57
0.014067
[]303.57FaSa
FYYσ×
==22
22.1821.789
0.016159
[]241.57FaSa
FYY
σ×
==
设计计算得出3
221.50361100.016159
1.53
122
mmmmm
×××
≥=
×
经圆整m=2
算出小齿轮齿数1
345.788
22.894
2
d
Z
m
===取整为Z3=23
大齿轮齿数414.5103.5
zz=×=取整为Z2=104
几何尺寸
计算分度圆直径d1=Z3m=23×2=46mm
d2=Z4m=104×2=208mm中心距a=(d1+d2)/2=127mm圆整为a=130mm
齿轮宽度b=φdd1=1×46=46mm
圆整后取B2=46mmB1=55mm
(2)低速级齿轮设计
1、按接触疲劳强度设计
与第一组齿轮设计类似
取小齿轮Z5=24根据Z6=i2Z5=24×3.2=76.8取Z6=77
N3=60×320×1×2×8×300×10=0.921×109按照以上的步骤可得
N4=N3/3.2=0.288×109
由前面可得T2=157665Nmm
?
材料和强度都按以前的数据
此时取接触疲劳强度KHN1=1.00KHN2=1.04
[Hσ]1=1.00×600=600Mpa[Hσ]2=1.04×520=540.8Mpad1t≥71.625mm
圆周速度12601000tdn
uπ=
×=1.20m/s
b=71.625
模数mt=71.625/24=2.98
h=2.25mt=2.25×2.98=6.71b/h=10.67
根据u=1.20m/s7级精度Kv=0.9
直齿轮KHα=KFα=1由表10-2查的KA=1.0
Z3=23
Z4=104
d1=46mm
d2=208mma=130mm
b=46mm
B1=55mm
B2=46mm
N3=0.921×109
N4=0.288×109T2=157665Nmm
?
KHN1=1.00
KHN2=1.04[Hσ]1=600[Hσ]2=540.8
u=1.20m/s
b=71.625
mt=2.98
h=6.71
b/h=10.67
Kv=0.9
KA=1HKβ=1.423FKβ=1.35
K=1.28
d1=71.255mm
m=2.96mm
KFN1=0.89
KFN2=0.92
11由表10-4查的HK
β=1.423由图10-13得FKβ=1.35
K=KAKvKH
αKHβ=1×0.9×1×1.423=1.283
11t
tk
dd
k
==71.255mm
m=71.255/24=2.96mm
2、按弯曲疲劳强度计算1
3
2
12
[]FaSa
dFKTYY
m
Zφσ≥
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89
KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.4(1.25——1.5)
[σF]1=0.89×500/1.4=317.86Mpa
[σF]2=0.92×440/1.4=404.8Mpa计算载荷系数K=KAKvKF
αKFβ=1×0.9×1×1.35=1.215
由表10-5查的齿形系数得
YFa1=2.65YFa2=2.226
齿形校正系数
YSa1=1.58YSa2=1.76411
12.651.58
0.01302
[]317.86FaSa
FYYσ×
==22
22.2261.764
0.0097
[]404.8FaSa
FYY
σ×
==
设计计算m≥2.05
对比圆整后的m为2.5
经圆整m=2.5算出小齿轮齿数Z5=28.5取Z5=29
大齿轮Z6=93几何尺寸
计算分度圆直径d3=Z5m=29×2.5=72.5mm
d4=Z6m=93×2.5=232.5mm中心距a=(d3+d4)/2=152.5mm圆整为a=155mm
齿轮宽度b=φdd3=1×72.5=73mm
取B4=65mmB3=73mm
七
七七
七、
、、
、轴的设计计算
轴的设计计算轴的设计计算
轴的设计计算
(1)高速轴的设计计算
圆周力:
Ft=1
12
d
T
=
46
36110*2
=1570N其方向与力的作用点圆周速度方向相反。
径向力:
Fr=Fttanα=571.43N[σF]1=317.86
[σF]2=404.8
K=1.215
YFa1=2.65
YFa2=2.226YSa1=1.58YSa2=1.764
m≥
2.05
m=2.5
Z5=29
Z6=93d3=72.5mmd4=232.5mma=155mm
B3=73mm
B4=65m
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