机械设计课程设计说明书带式输送机传送装置机械设计课程设计说明书带式输送机传送装置

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西北工业大学机械设计课程设计计算说明书设计题目带式输送机传送装置机械设计制造及其自动化专业05020702班设计者学号2007301142指导老师刘光磊2010年月日西北工业大学2目录一题目及总体分析3二各主要部件选择4三电动机的选择4四分配传动比5五传动系统的运动和动力参数计算6六设计高速级齿轮81选精度等级、材料及齿数,齿型82按齿面接触强度设计83按齿根弯曲强度设计104几何尺寸计算125验算12七设计低速级齿轮131选精度等级、材料及齿数,齿型132按齿面接触疲劳强度设计133按齿根弯曲强度设计154几何尺寸计算165验算16八链传动的设计17九减速器轴及轴承装置、键的设计191Ⅰ轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计192Ⅱ轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计233Ⅲ轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计28十润滑与密封32十一箱体的设计33十二设计小结35十三参考文献353一题目及总体分析题目设计一个带式输送机的传动装置给定条件传动简图如图11所示,设计参数列于表11。工作条件连续单向运转,,工作时有轻微振动,使用期为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为5。带式输送机的传动效率为096。减速器类型选择选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端,这样,轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿,低速级可做成直齿。整体布置如下图11带式输送机传动简图图示1为电动机,2为联轴器,3为减速器,4为高速级齿轮传动,5为低速级齿轮传动,6为链传动,7为输送机滚筒。辅助件有观察孔盖,油标和油尺,放油孔和螺塞,通气器,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。输送带的牵引力F/KN25输送带的速度V/M/S13输送带滚筒的直径D/MM370表11带式输送机的设计参数4二各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳,承载能力大,传动效率高直齿轮不产生轴向力,但传动平稳性差一些高速级做成斜齿,低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大滚动球轴承联轴器结构简单,耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠,传动效率高单排滚子链三电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为PW=FV=2500N13M/S圆柱齿轮传动7级精度效率两对为Η1=0982滚动轴承传动效率四对为Η2=0994弹性联轴器传动效率Η3=099带式输送机的传动效率为Η4=096链传动的效率Η5=096电动机输出有效功率为24123451113111325001342465018098099099096096WDPPKW电动机输出功率为42465018DPKW型号按MDPP选电动机型号查得型号Y132S4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率P55KW满载转速1440R/MIN同步转速1500R/MIN选用型号Y132S4封闭式三相异步电动机5四分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比WMNNI其中I是传动系统的总传动比,多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积;NM是电动机的满载转速(R/MIN);NW为工作机输入轴的转速(R/MIN)。计算如下1440/MINMNR,606013671/MIN314037WVNRD14402146671MWNIN取12I21214610732III2LHIII2131413141073373388HII38,282HLII取则I总传动比,1I链传动比,LI低速级齿轮传动比,HI高速级齿轮传动比12I21073I38HI282LI6五传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设从电动机到输送机滚筒轴分别为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴、Ⅳ轴;对应于各轴的转速分别为1234,,,NNNN;对应各轴的输入功率分别为1234,,,PPPP;对应各轴的输入转矩分别为1234,,,TTTT;相邻两轴间的传动比分别为122334,,III;相邻两轴间的传动效率分别为122334,,NNN。各轴转速NR/MIN,输入功率PKW,输入转矩TNM7传动系统的运动和动力参数计算高速轴Ⅰ的转速,输入功率,输入转矩113111,,9550/MMNNPPTPN中间轴Ⅱ的转速,输入功率,输入转矩212112222/,,9550/HNNIPPTPN低速轴Ⅲ的转速,输入功率,输入转矩323212333/,,9550/LNNIPPTPN滚筒轴Ⅳ的转速,输入功率,输入转矩4314325444/,,9550/NNIPPTPN圆柱齿轮传动7级精度效率为Η1=098滚动轴承传动效率为Η2=099弹性联轴器传动效率Η3=099带式输送机的传动效率为Η4=096链传动的效率Η5=09612I链传动比,282LI低速级齿轮传动比,38HI高速级齿轮传动比轴号电动机两级圆柱减速器工作机Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴转速NR/MINMN1440N11440N237895N313438N46719功率PKWP55P15445P2528P3513P4487转矩TNMT13611T213306T336457T469219两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比II011I1238I23282I342传动效率ΗΗ01099Η12097Η23097Η340958六设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数,齿型1确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱斜齿轮。2材料选择。由表101选择小齿轮材料为40CR(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢调质,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。3运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度GB10095884选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=I1Z1=3824912,取Z291。5选取螺旋角。初选螺旋角14,左旋。2按齿面接触强度设计按式(10-21)试算,即32112HEHDTTTZZUUTKD1确定公式内的各计算数值1试选61TK2由图10-30,选取区域系数4332HZ3由图10-26查得10792085121644计算小齿轮传递的转矩55411195510/955105445/144036110TPNNMM5由表10-7选取齿宽系数1D6由表10-6查得材料的弹性影响系数2/18189MPAZE7由图10-21D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPAH6001LIM,大齿轮的接触疲劳强度极限LIM2550HMPA8由式10-13计算应力循环次数9160601440128300104147210HNNJL99924147210/381091410N9由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数9001HNK9502HNK10计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1,安全系数为S1,由式10-12得MPAMPASKHHNH540600901LIM11MPAMPASKHHNH55225509502LIM22MPAMPAHHH255312/55225402/212计算1试算小齿轮分度圆直径TD1,由计算公式得2431216361104824331898406611643853125TDMM2计算圆周速度1140661440306/601000601000TDNVMS3计算齿宽B及模数NTM1140664066DTBDMM11COS4066COS1416424TNTDMMMZ225225164369/4066/3691102NTHMMMBH4计算纵向重合度903114TAN2413180TAN31801ZD5计算载荷系数K已知使用系数125AK根据306/VMS,7级精度,由图10-8查得动载荷系数111VK由表10-4查得1022322311201810602310112018106110231037101417HDDKB由图10-13查得136FK假定100/ATKFNMMB,由表10-3查得41FHKK故载荷系数1251111414172753AVHHKKKKK6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10A得3311/40662753/164870TTDDKKMM7计算模数NM11COS4870COS1419724NDMMMZ3按齿根弯曲强度设计由式10-1732121COS2FSFDNYYZYKTM1确定计算参数1计算载荷系数12511114136264AVFFKKKKK2根据纵向重合度9031,从图10-28查得螺旋角影响系数880Y3计算当量齿数11332233242627COSCOS14919962COSCOS14VVZZZZ4查取齿形系数由表10-5查得59221FAY,22180FAY5查取应力校正系数由表10-5查得59611SAY,21790SAY116由图10-20C查得,小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE38027由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数8501FNK8802FNK8计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=14,由式10-12得MPASKFEFNF5730341500850111MPASKFEFNF86238413808802229计算大小齿轮的FSAFAYY11122225921596001363303572180179000163423886FASAFFASAFYYYY大齿轮的数据大2设计计算4232226436110088COS14001634140124164NMMM对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数NM大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取NM=15MM,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径14870DMM来计算应有的齿数。于是有11COS4870COS14315015NDZM取132Z,则21138321216122ZIZ124几何尺寸计算1计算中心距123212215119042COS2COS14NZZMAMM将中心距圆整为119AMM。2按圆整后的中心距修正螺旋角123212215ARCCOSARCCOS13555022119NZZMA因值改变不多,故参数、K、HZ等不必修正3计算大、小齿轮的分度圆直径1122232154945COSCOS13931221518855COSCOS1393NZMDMMZMDMM4计算大、小齿轮的齿根圆直径11222549452515457251885525151848FNDDMMMDDMMM5计算齿轮宽度1149454945DBDMM圆整后取250BMM;155BMM5验算112236100146014945TTFND125146013691/100/4945ATKFNMMNMMB合适13七设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数,齿型1确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱直齿轮2材料选择。小齿轮材料为40CR(调质),硬度为380HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。3运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度4选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=LIZ1=282246768,取2Z68。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10-9A进行试算,即32111322HEDTTZUUTKD1确定公式各计算数值1试选载荷系数31TK2计算小齿轮传递的转矩55122595510/95510528/378951330610TPNNMM3由表10-7选取齿宽系数1D4由表106查得材料的弹性影响系数2/18198MPAZE5由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPAH6001LIM大齿轮的接触疲劳强度极限LIM2550HMPA6由式1013计算应力循环次数911606037895128300101091410HNNJL9921091410/282038710N7由图10-19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数1100HNK,2106HNK
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