机械设计课程设计说明书:一带式输送机传动装置.docx
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1、 梧州学院 机械设计课程设计说明书设计题目: 一带式输送机传动装置 2021年 12月 1 日 至 2021 年 12 月28 日目 录第一部分 设计任务书.4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分 齿轮传动的设计.8 5.1 高速级齿轮传动的设计计算.9 5.2 低速级齿轮传动的设计计算.14第六部分 链传动和链轮的设计.20第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.22 7.1 输入轴的设计.22 7.2 中间轴的设计.26 7.3 输出轴的设计
2、.31第八部分 键联接的选择及校核计算.38 8.1 输入轴键选择与校核.38 8.2 中间轴键选择与校核.38 8.3 输出轴键选择与校核.38第九部分 轴承的选择及校核计算.39 9.1 输入轴的轴承计算与校核.39 9.2 中间轴的轴承计算与校核.40 9.3 输出轴的轴承计算与校核.40第十部分 联轴器的选择.41第十一部分 减速器的润滑和密封.42 11.1 减速器的润滑.42 11.2 减速器的密封.43第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.43设计小结.46参考文献.46第一部分 设计任务书一、初始数据 设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器,初始数据F = 3600N,V = 0
3、.75m/s,D = 440mm,设计年限(寿命):10年,每天工作班制(8小时/班):2班制,每年工作天数:300天,三相交流电源,电压380/220V。二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 链传动和链轮的设计7. 轴的设计8. 滚动轴承和传动轴的设计9. 键联接设计10. 箱体结构设计11. 润滑密封设计12. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成:传动装置由电机、减速器、链传动和工作机组成。2.特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不
4、均匀,要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案:选择电动机-展开式二级直齿圆柱齿轮减速器-链传动-工作机。二. 计算传动装置总效率ha=h1h24h32h4h5=0.990.9940.9720.950.96=0.816h1为联轴器的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮传动的效率,h4为链传动的效率,h5为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择圆周速度v:v=0.75m/s工作机的功率Pw:Pw=FV1000=36000.751000=2.7Kw电动机所需工作功率为:Pd=Pwa=2.70.816=3.31Kw工作机的转速为:n=601000VD=6010000.75440=32.
5、6rmin 经查表按推荐的传动比合理范围,链传动的传动比范围为i0 = 26,二级圆柱齿轮减速器传动比i = 840,则总传动比合理范围为ia=16240,电动机转速的可选范围为nd = ian = (16240)32.6 = 521.67824r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比,选定型号为Y112M-2的三相异步电动机,额定功率为4KW,满载转速nm=2900r/min,同步转速3000r/min。电动机主要外形尺寸:中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG112mm40026519014012mm2860
6、8243.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比: 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:ia=nmn=290032.6= 88.96(2)分配传动装置传动比:ia=ii0 式中i0,i分别为链传动和减速器的传动比。为使链传动外廓尺寸不致过大,选取i0=3,则减速器传动比为:i=iai0=88.963=29.65取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=1.3i=1.329.65=6.21则低速级的传动比为:i23=ii12=29.656.21=4.77第四部分 计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速:输入轴:nI= nm=2900rmi
7、n中间轴:nII=nIi12=29006.21=466.99rmin输出轴:nIII=nIIi23=466.994.77=97.9rmin小链轮轴:nIV= nIII=97.9rmin工作机轴:nV=nIVi0=97.93=32.63rmin(2)各轴输入功率:输入轴:PI= Pd1=3.310.99=3.28Kw中间轴:PII= PI23=3.280.990.97=3.15Kw输出轴:PIII= PII23=3.150.990.97=3.02Kw小链轮轴:PIV= PIII=3.02Kw工作机轴:PV= PIV24=3.020.990.95=2.84Kw则各轴的输出功率:输入轴:PI= PI
8、2=3.280.99=3.25Kw中间轴:PII= PII2=3.150.99=3.12Kw输出轴:PIII= PIII2=3.020.99=2.99Kw小链轮轴:PIV= PIII=2.99Kw工作机轴:PV= PV2=2.840.99=2.81Kw(3)各轴输入转矩:电动机轴输出转矩:Td=9550Pdnm=95503.312900=10.9Nm输入轴:TI=9550PInI=95503.282900=10.8Nm中间轴:TII=9550PIInII=95503.15466.99=64.42Nm输出轴:TIII=9550PIIInIII=95503.0297.9=294.6Nm小链轮轴:T
9、IV=9550PIVnIV=95503.0297.9=294.6Nm工作机轴:TIV=9550PIVnIV=95502.8432.63=831.2Nm各轴输出转矩为:输入轴:TI= TI2=10.80.99=10.69Nm中间轴:TII= TII2=64.420.99=63.78Nm输出轴:TIII= TIII2=294.60.99=291.65Nm小链轮轴:TIV= TIII=291.65Nm工作机轴:TV= TV2=831.20.99=822.89Nm第五部分 齿轮传动的设计5.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数(1)材料选择:由表选小齿轮材料为40Cr调质处理,硬度范
10、围取为280HBS,大齿轮材料为45钢调质处理,硬度范围取为240HBS。(2)一般工作机器,选用8级精度。(3)选小齿轮齿数Z1 = 24,大齿轮齿数Z2 = 246.21 = 149.04,取Z2= 149。(4)压力角a = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计(1)由式试算小齿轮分度圆直径,即d132KT1du+1uZEZHZH21)确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T1=9.55103P1n1=9.551033.282900=10.8Nm选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.5。查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa计算接触
11、疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角:a1=arccosZ1cosZ1+2ha=arccos24cos2024+21=29.85a2=arccosZ2cosZ2+2ha=arccos149cos20149+21=21.992端面重合度:=12Z1tana1tan+Z2tana2tan=1224tan29.85tan20+149tan21.992tan20=1.748重合度系数:Z=43=41.7483=0.866计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数:N1=60n1jLh=60290011
12、028300=8.35109N2=N1i12=8.351096.21=1.34109查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.83、KHN2 = 0.88。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.831=498MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.881=484MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即H=H2=484MPa2)试算小齿轮分度圆直径d132KT1du+1uZEZHZH2=3210001.310.816.21+16.21189.82.50.8664842=28.643mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数
13、前的数据准备圆周速度vv=d1tn1601000=28.6432900601000=4.35ms齿宽bb=dd1t=128.643=28.643mm2)计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1.25。根据v = 4.35 m/s、8级精度,由图查得动载系数KV = 1.18。齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2100010.828.643=754.111NKAFt1b=1.25754.11128.643=32.91Nmm 100 Nmm查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KHb = 1.038。由此,得到实际载荷系数K=KAK
14、VKHKH=1.251.181.21.038=1.8373)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=d1t3KKt=28.64331.8371.3=32.142mm及相应的齿轮模数m=d1Z1=32.14224=1.339mm模数取为标准值m = 2 mm。3.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1=mZ1=224=48mmd2=mZ2=2149=298mm(2)计算中心距a=d1+d22=48+2982=173mm(3)计算齿轮宽度b=dd1=148=48mm取b2 = 48、b1 = 53。(4)圆整中心距 采用变位法将中心距就近圆整至a= 173 mm。在圆整时,以变位系数不超出图中推荐的
15、合理工作范围为宜。其他几何参数,如z1、z2、m、a、b等保持不变。1)计算变位系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。啮合角a = arccos(acosa)/a = arccos(173cos20)/173 = 20齿数和z = z1+z2 = 24+149 = 173变位系数和x = x1+x2 = (inva-inva)z/(2tana) = (inv20-inv20)173/2tan20) = 0中心距变动系数y = (a-a)/m = (173-173)/2 = 0齿顶高降低系数y = x-y = 0-(0) = 0分配变位系数x1、x2。 由图可知,
16、坐标点(z/2,x/2) = (86.5,0)位于L11线和L12线之间。按这两条线作射线,再从横坐标的z1、z2处作垂直线,与射线交点的纵坐标分别是x1 = 0.318、x2 = -.318。4.校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件F=2KT1YFaYSaYdm3Z121)确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye齿轮重合度:=12Z1tana1tan+Z2tana2tan=1224tan29.85tan20+149tan21.992tan20=1.748重合度系数:Y=0.25+0.75=0.25+0.751.748=0.679由齿数,查图得齿形系数和应力修正系数YFa1
17、 = 2.63 YFa2 = 2.16YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2根据KHb = 1.038,结合b/h = 10.67查图得KFb = 1.008则载荷系数为K=KAKVKFKF=1.251.181.21.008=1.784计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.8、KFN2 = 0.85取安全系数S=1.4,得F1=KFN1Flim1S=0.85001.4=285.71MPaF
18、2=KFN2Flim2S=0.853801.4=230.71MPa2)齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KT1YFa1YSa1Ydm3Z12=210001.78410.82.631.590.679123242=23.744MPaF1F2=2KT1YFa2YSa2Ydm3Z12=210001.78410.82.161.830.679123242=22.445MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论 齿数Z1 = 24、Z2 = 149,模数m = 2 mm,压力角a = 20,变位系数x1 = 0.318、x2 = -.318,中心距a = 173 mm,齿宽b1 = 53 mm、b2 = 4
19、8 mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z24149齿宽b53mm48mm分度圆直径d48mm298mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ha(ha+x-y)m2.636mm1.364mm齿根高hf(ha+c-x)m1.864mm3.136mm全齿高h(2ha+c-y)m4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2ha53.272mm300.728mm齿根圆直径dfd-2hf44.272mm291.728mm5.2 低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数(1)材料选择:由表选小齿轮材料为40Cr调质处理,硬度范围
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