机械设计课程设计-带式运输机传动装置设计.doc

辽 宁 工 业 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书一、设计任务1带式运输机传动装置设计的布置:2设计的技术数据：运输带的工作拉力：f=24 00n运输带的工作速度：v=0.85m/s运输带的滚筒直径：d=400mm运输带的宽度 ：b=400mm3工作情况及要求：用于机械加工车间运输工作，2班制连续工作,载荷有轻度冲击，使用5年,小批量生产。在中等规模制造厂制造。动力来源：电力三相交流380/220v。速度允差5%。 二、电动机的选择计算根据工作要求及条件，选择三相异步电动机 ，封闭式结构，电压380v，y系列。1.选择电动机功率滚筒所需的有效功率：=（fv）/1000=24000.85=2.04kw 传动装置的总效率：式中: 滚筒效率： = 0.96联轴器效率： = 0.99v带传动效率： = 0.95圆锥滚子轴承： =0.99斜齿轮啮合效率： = 0.97传动总效率:= 0.95 *0.972* 0.994*0.99 *0.96=0.816 所需电动机功率 : =2.04/0.816=2.5 kw 2.选取电动机的转速滚筒转速=40.6r/min 查表4.12-1,可选y系列三相异步电动机y132s-6,额定功率p0=3 kw， 同步转速1000 r/min;或选y系列三相异步电动机y100l2-4,额定功率额定功率p0=3 kw,同步转速1000 r/min.均满足p0 pr 。 电动机数据及传动比方案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1y100l243.01500142034.962y132s63.o100096023.65比较两种方案可见，选用方案1电动机型号为y132s-6.查表得其主要性能如下电动机额定功率 p0/ kw 3.0电动机轴伸长度e/mm 60电动机满载转速 n0/(r/min) 1420电动机中心高h/mm 100电动机轴伸直径 d/mm 28堵转转矩/额定转矩t/n.m 70三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算1、分配传动比总传动比: i总=no/nw =34.96 v带传动比为24，取 则减速的传动比：=31.28/2.5=12.512 对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意大锥齿轮不能碰着低速轴，试取：= 4.11 低速轴的传动比：= 12.512/4.11=3.044 2、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：即电机轴p0=2.65kw n0=1420r/min t0=9550p0/n0=95502.65/1420=17.82 轴：即减速器高速轴p1= 2.650.95=2.52kw n1= n0/ =1420/2.5=568r/min t1=9550p1/n1=95502.65/568= 44.56 轴：即减速器中间轴p2= p1=2.650.970.99=2.54kw n2=n1/= n1/=568/4.11=138.2r/min t2=9550p2/n2=95502.54/138.2=175.5 轴：即减速器的低速轴p3= p2=2.540.970.99=2.44kw n3= n2/i23=138.2/3.044=45.4r/min t3=9550p3/n3=95502.44/45.4=513.26nm 轴：即传动滚筒轴p4= p3=2.440.990.99=2.39 kw n4= n3=45.4r/min t4=9550p4/n4=95502.39/45.4=502.74 nm 将上述计算结果汇于下页表：各 轴 运 动 及 动 力 参 数轴序号功 率p/ kw转 速n/(r/min)转 矩t/n.m传动形式传动比i效率0轴2.65142017.82带传动25095轴2. 5256844.56齿轮传动4.11096轴2. 54138.2175.5齿轮传动3.044096轴2. 4445.4513.26联轴器10098轴2. 3945.4502.74四、传动零件的设计计算1、确定设计功率pc原始数据：电动机的输出功率 ： 2.65kw满 载 转 速 ： 1420r/min从动轴转速 ： 568 r/min 传动比 ： 2.5由教材表34，查得：=1.2pc=p=1.22.65=3.18 kw 2、选取v带的型号根据pc和n0由教材图3-12确定，因工作点外于a型区，故选a型。 3、确定带轮基准直径、选择小带轮直径由教材表3-5和教材表3-6确定=112mm 验算带速v：v=8.32m/s 在525m/s之间，故合乎要求确定从动轮基准直径dd2=2.5112=280mm 查教材表3-6取=280mm 实际从动轮转速和实际传动比i不计影响，若算得与预定转速相差5为允许。=2.5 4、确定中心距a和带的基准长度ld初定中心a0本题目没有给定中心距，故按教材式325确定0.7(dd2+dd1)2(dd2+dd1)0.7（112+280）2(112+280) 274.4584取=500mm。 确定带的计算基准长度lc按教材式2+(+)+=2500+（112+280）+=1630 取标准ld按教材表3-3取=1600。 确定中心距按教材式3-27=+=500+=475 调整范围=+0.03=475+0.031600=523 =-0.015=475-0.0151600=451 5、验算包角180-60=180-60=1591200 符合要求 6、确定带根数z按教材式3-29z 由教材式3-19单根v带所能传递的功率=(+ ) 由教材式3-20包角系数=1.25()=1.25()=0.9467 由教材表3-2查得：c1=3.7810-4 c2=9.8110-3 c3=9.610-15c4=4.6510-5 =17001=148.6rad/s =1c1-c3-c4lg(dd11)=112148.63.7810-4-9.610-15 -4.6510-5lg(112148.6)=1.53 =c41lg=4.6510-5112148.6lg=0.213 =c41lg=4.6510-5112148.6lg=-0.0205 =(+)=0.9467(1.53+0.213-0.0205)=1.63 v带的根数z=1.95 取z=2根 7、确定初拉力f0按教材式3-30f0=500(-1)+q=500=163.7n 式中q由教材表3-1查得q=0.1kg/m。8、计算轴压力q按教材式3-31q=2f0zsin=2163.72sin=644n 9、确定带轮结构和尺寸绘制工作图小带轮dd(2.5-3)d，采用实心式结构大带轮采用孔板式结构d1=1.8d=1.826=46.8mm 查表7-8得 e=15，f=10，he =12，=6，=340，ba=11mm，hamin=2.75带轮的宽度：b=（z-1）e+2f=（3-1）15+29=48mm 带轮的具体结构略。 五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：原始数据：电动机的输出功率 ： 2.52kw小齿轮转速 ： 568 r/min 传动比 ：4.11 单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。1.选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由表51查得 小齿轮45调质，硬度217255hb，取硬度为235255hb；大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162217hb，取190217hb。 齿轮精度等级为8级计算应力循环次数n (由教材式533)=60jlh=605681(530016)=8.2108=/=8.2108/4.11=2.00108查教材图5-17得=1.1, =1.02取zw=1.0，=1.0 由教材图5-16(b)得:=580mpa，=545mpa由教材式(5-28)计算许用接触应力=zn1zx=650mpa =zn2zx=561mpa 2. 按接触疲劳强度计算中心距取1.0 由教材表55查得：=189.8 取=0.35 t1=41068.26m 初取： , 暂取：估取： 由式541 计算 =2.47=116.1mm 圆整取： a=120mm 一般取： mm取标准模数： 总齿数： =93.9整取 ： =94小齿轮齿数 ：z1=/(u+1)=18.4整取： z1 =19 大齿轮齿数： z2= - z1 =75 取： z1=19 z2=75 实际传动比： 传动比误差： 5%故在范围内。修正螺旋角 ： 与相近，故、可不修正3.验证圆周速度 故满足要求4.计算齿轮的几何参数由5-3 按电动机驱动，轻度冲击 按8级精度查取5-4(d)得：齿宽：取整：b2=50 b1=55按，考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查5-7a 得：按8级精度查5-4得： 齿顶圆直径： 端面压力角：齿轮基圆直径：齿顶圆压力角：由5-43得：由5-18得：基圆螺旋角：zh=5.验算齿根弯曲强度由式5-44= =/=19/ =20.24 =/=75/=79.89 查图5-14得：=2.82,=2.25查图5-15得：=1.56,=1.76由式5-47计算：=1-=1-1.293=0.9 由式5-48计算：=0.25+=0.25+=0.7 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得：220mpa,210mpa查图5-19得：1.0取： yx=1.0取： =314mpa =300mpa = =63mpa=314mpa 安全 =57mpa=300mpa 安全 5齿轮主要几何参数 z1=19 z2=75 =114257” mn=2.5mm d1=48.511mm d2=191.489mm = =48.511+22.5=53.511mm =179.400+212.25=183.900mm =-2.5=48.511-2.52.25=42.261mm =-2.5=191.489-2.52.5=185.239mm =120mm b1=55mm b2=50mm 齿轮的结构设计：小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。对于大齿轮，da2500m 因此，做成腹板结构。六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算由前面计算得知： 二轴传递的功率p2=2.54kw，转速n1=138.2r/min，转矩t1=175.5nm，齿数比u=3.044，单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217255hb 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190217hb 齿轮精度为8级计算应力循环次数n (由教材式533)=60=60138.21(163005)=2108 =/= 查图517得：1.11, 1.2取：=1.0,=1.0, 查图516得：=580mpa, =545mpa由式528=643.8mpa =654mpa 2.按接触疲劳强度确定中心距(u+1)mmt2=175520.98nmm 初选=1.2，暂取,0.35由式542 0.99由表55 得=189.8由式541 计算估取 则=2.47(u+1)=150.3mm圆整取： =155mm 一般取： =(0.010.02)= (0.010.02)155=1.553.1取标准值： =2.5mm 两齿轮齿数和 ： =121.3 取：=122 =/(u+1)= =30.17取：=31= -z1=122-31=91 实际传动比： =2.935 传动比误差： 5%故在范围内。修正螺旋角 ：=arccos= arccos=10.30480 与初选 接近，不可修正=78.77mm =231.230mm 圆周速度： v=0.57m/s 取齿轮精度为8级 3验算齿面接触疲劳强度 =有表5-3查得：=1.25/100=0.5731/100=0.18按8级精度查图5-4得动载系数=1.02齿宽 b=0.35155=54.25mm取： mm mm =80/78.77=1.02 查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：=1.08查表5-4得： =1.2载荷系数=1.251.011.061.2=1.6524 由5-42 =0.99 计算重合度，以计算：=+2m=78.77+21.02.5=83.77mm =+2m =231.23+21.02.5=236.23mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos10.30480)=20.3010 =cos=78.77cos20.3010=73.877mm =cos=236.23cos20.3010=221.556mm =arccos= arccos =28.1270 =arccos= arccos =20.3010 =(tan-tan)+(tan-tan) =31 +91=0.813 = =1.823 由式5-43计算 = arctan(tancos)= arctan(tan10.3048cos20.3010)=9.6770 = =2.46 由式5-38计算齿面接触应力=2.46189.81.10.99 =636.44mpa=643.8mpa 4校核齿根弯曲疲劳强度由式5-44得：= =/=31/ =32.55 =/=91/=94.50查图5-14得：=2.65,=2.3查图5-15得：=1.64,=1.76由式5-47计算=1-=1-0.813=0.9 由式5-48计算=0.25+=0.25+=0.9 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得：220mpa,210mpa查图5-19得： 1.0取： yx=1.0取： =314mpa =300mpa = =160mpa=314mpa 安全 =149mpa=300mpa 安全 5齿轮主要几何参数 z1=31 z2=91 =101817” mn=2.5mm d1=78.77mm d2=231.230mm = =78.77+212.5=83.77mm =231.230+212.5=236.230mm =-2.5=78.77-2.52.5=72.52mm =-2.5=231.230-2.52.5=224.98mm =155mm 取=85mm, =80mm 齿轮结构设计计算：（1）小齿轮da1200mm，制成实心结构的齿轮。 （2）大齿轮，da2s, 满足要求c. 剖面校核 因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据：查得：查得：，并取：=7.994 =12.946 =6.802 取s=1.51.8 ss, 满足要求 八、滚动轴承的选择和寿命验算由于转速高、有较小轴向力，故选用深沟球轴承由机械设计课程设计查得6207轴承：=19.8kn =13.5kn由前面计算得知： 合成支反力：=900n =1543n fa=381n = fa=381n, =0 /=381/13.5=0.028查表得e=0.314 /=381/900=0.42e =0.56，=1.97 =0 /=0e =1，=0轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2= (+)=1.2(0.56900+1.97381)=1505.5n = (+)=1.21534=1841n 计算轴承2的寿命=35382.24h =7.4年 预期寿命: 7.4年5年 ，寿命足够在预期范围内，不用更换轴承即可达到要求。九、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：v带带轮材料为45钢，轴的材料为45钢，v带与轴的配合直径为25mm，轮毂长为35mm,传递转矩t=17820 1. 选择键联接的类型和尺寸。由于精度为8级，故选择最常用的圆头（a型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的材料：45钢。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定，查表得： 高速轴与大带轮连接的键：轴径=25mm，由表24-30查得键剖面宽b=8mm高 h=7=mm。选键长l=28mm 中间轴上与小大齿轮联接的键：轴径分别为40mm，采用相同键宽，分别为键 1250和1255低速轴上得键：轴径为54、42，采用相同键宽，选键1650和1236 2.键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表2-10查得=100mpa。键的工作长度：=-=40-8=32mm.由式2-35得：=12.73mpa =100mpa 安全。 十、联轴器的选择计算在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接。因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选用弹性柱销联轴器。减速器中低速轴转距：502.74 nm，根据：d=42 mm，选择联轴器：4584 hl4型号 gb901485由指导书表4.7-1：t= 1250.nm，n=4000 r/min由表查得：ka= 1.4tca=