机械设计课程设计垂直斗式提升机传动装置设计

1目录一、传动方案拟定……………………………………………………3二、电动机选择………………………………………………………4三、计算总传动比及分配各级的伟动比……………………………6四、运动参数及动力参数计算………………………………………7.五、皮带轮传动的设计………………………………………………8六．齿轮设计一．高速级齿轮传动齿轮设计…………………………………11二．低速级齿轮传动齿轮设计…………………………………16七、轴的设计I轴的设计……………………………………………………21II轴的设计……………………………………………………25III轴的设计……………………………………………………30八．键联接的校核计算………………………………………………34九．滚动轴承的校核计算……………………………………………36十．减速器箱体的设计………………………………………………372第二组：垂直斗式提升机传动装置1.设计条件：1)机械功用:由料斗把散状提升到一定高度.散状物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；2)工作情况:单向工作,轻微振动;3)运动要求:滚筒转速误差不超过7%;4)使用寿命:八年,每年300天,每天16小时；5)检修周期:半年小修,二年大修;6)生产厂型:中型机械制造厂；7)生产批量:中批生产。2.原始数据：滚筒圆周力F=4000N；滚筒圆周速V=1.3m/s；滚筒直径D=350mm；一、传动方案拟定为了估计传动装置的总的传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即：∵V=π*D*nw/（60*1000）∴n筒=60*1000*V/(π*D)=71r/min选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为i=14～21,根据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案。n=71r/min3根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。二、电动机选择1、电动机类型的选择：根据工作条件和工作要求，先用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η3轴承×η2齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.833(2)电机所需的工作功率：P工作=PW/η总=FV/（1000η总）=4000×1.3/(1000×0.833)=6.243KW(3)电动机的额定功率P工作根据工作功率可以查知Ped=7.5Wη总=0.833P工=6.24KW4(4)电动机的转速n电动机计算滚筒工作转速：∵V=π*D*nw/（60*1000）∴n筒=60*1000*V/(π*D)=71r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=18~96。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（18~96）×71=1278~10224r/min符合这一范围的同步转速有3000和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表：V=71r/min5方案电动机型号额定功率电动机转速质量总传动比带传动比高速级I低速级I同步满载1Y132S2-27.5300029007040.8534.53.032Y132M-47.5150014408120.2833.383综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选用传动比的要求，可选用Y132M-4型号电动机。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min，最在转矩/额定转矩=2.3，质量81kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1441/71=20.2822、分配各级传动比1）据指导书，取带传动比为2，低速级圆柱齿轮传动比为3。2）∵i总=i带×i齿轮低×i齿轮高i总=20.2826∴i齿轮高=i总/i齿轮低×i带=20.282/(2×3)=3.38∵i齿轮高/i齿轮低=1.1261.1∴传动比分配合适。四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0=n电机=1440r/minnI=n0/i带=1440/2=720r/minnII=nI/i齿轮高=720/3.38=213(r/min)nIII=nII/i齿轮低=213/3=71(r/min)2、计算各轴的功率（KW）P0=Ped=7.5KWPI=P0×η带=7.50.96=7.2KWPII=PI×η齿轮×η轴承=7.2×0.97×0.99=6.91416KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=6.91416×0.97×0.99=6.6397KW3、计算各轴扭矩（N·mm）T0=9.55×103P0/n0=9.55×103×7.5/1440=49.74N·mTI=9.55×103PI/nI=9.55×103×7.2/720n0=1440r/minnI=720r/minnII=213r/minnIII=71r/minP0=7.5KWPI=7.2KWPII=6.9142KWPIII=6.64KW7=95.5N·mTII=9.55×103PII/nII=9.55×103×6.91416/213=310N·mTIII=9.55×103PIII/nIII=9.55×103×6.6397/71=893.09N·m项目电动机轴高速轴Ⅰ低速轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速（r/min）144072021371功率（kw）7.57.26.916.64转矩（N·m）49.7495.5310893.09传动比23.383五、皮带轮传动的设计已知：普通V带传动，电动机功率P=7.5KW，转速N0=1440r/min，传动比为i=2，每天工作16小时1.确定计算功率PCA查表8-7可知工作情况系数KA=1.3PCA=KAP=1.3×7.5=9.75KW2.选择普通V带截型T0=49.7N·mTI=95.5N·mTII=310N·mTIII=893N·mPCA=9.75KW8根据PCA和N0由图8-10可知应选取A型带3．确定带轮基准直径，并验算带速1）初选小带轮的基准直径，由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm2）验算带速V=（π×dd1×N0）/（60×1000）=9.42m/s因为5m/sV30m/s,帮带速合适。3）计算大带轮的基准直径dd2dd2=i·dd1=2×125=250mm4.确定V带的中心距a和基准长度Ld1)据式0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2),初定中心距为a0=500mm2)计算带的基准长度LdLd=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(125+250)+(250-125)2/4×500=1596.86mm根据课本表（8-2）取Ld=1600mm根据课本式（8-23）得：a≈a0+Ld-L0/2=500+(1600-1596.86)/2=502mm3)验算小带轮包角α1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30=1800-(250-125)/502×57.30dd1=125mmV=9.42m/sdd2=250mma0=500mmLd=1600mma=502mm9=166.2481200（适用）5.确定带的根数1)计算单根V带的额定功率根据课本表（8-4a）P0=1.92KW根据课本表（8-4b）△P1=0.17KW根据课本表（8-5）Kα=0.96根据课本表（8-2）KL=0.99由课本P83式（5-12）得Z=PCA/P’=PCA/[(P1+△P1)KαKL]=9.75/[(1.92+0.17)×0.96×0.99=4.665所以取5根V带。6．计算单根V带的初拉力的最小值由课本表8-3查得q=0.1kg/m，单根V带的最小初拉力：(F0)min=500PCA（2.5/Kα-1）/(ZVKα)+qV2=500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)+0.1×9.422]N=163.13N7．计算压轴力作用在轴承的最小压力FpFp=2ZF0sinα1/2=2×5×163.13sin166.248/2=1619.57NP0=1.92KWP1=0.17KWKα=0.96KL=0.99Z=5(F0)min=163.13NFp=1619.57N10六．齿轮设计(一)高速级齿轮传动齿轮设计已知：输入功率PIII=7.2KW,小齿轮的转速n1=720r/min，传动比为I=3.38，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。1．选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB10095-88）。3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为275HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。4）选用小齿轮齿数为Z1=25，则大齿轮的齿数为Z2=3.38×25=84.5，取Z2=85。Z1=25Z2=85=150115）选用螺旋角：初选螺旋角为=1502．按齿面接触疲劳强度设计由d1t≥确定有关参数如下：1)传动比i=3.38实际传动比I0=85/25=3.4,传动比误差：(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%2.5%可用.齿数比：u=i0=3.42)由课本表10-7取φd=13)选取载荷系数Kt=1.44)由图10-30选取区域系数为ZH=2.4255）由图10-26，可知=0.79,=0.88,所以=+=0.79+0.88=1.676)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/27)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa8)计算两齿的循环次数N1=60*n1*j*Lh=60×720×1×(16×300×8)=1.66×109u=i0=3.4Kt=1.4ZH=2.425=0.79=0.88=1.67ZE=189.8MPa1/2=600MPa=550MPaN1=1.66×109N2=4.9112N2=N1/3.4=4.91×108由图10-19取疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.949）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知：1=KHN1*/S=0.96×600=540MPa2=KHN2*/S=0.94*550=517MPa=(1+2)/2=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t,由上述公式可得d1t=54mm2)计算圆周速度V=（π×ddt×N0）/（60×1000）=2.04m/s3)计算齿宽系数b以及模数mntb=φd×d1t=1×54=54mmmnt=(d1t*cos150)/Z1=2.09h=2.25×mnt=4.69mmb/h=11.54）计算纵向重合度=0.318*φd*Z1*tan=0.318*tan150×25×1×108KHN1=0.90KHN2=0.94=540MPa2=517MPa=528.5MPaV=2.04m/sb=54mmmnt=2.09h=4.69mmb/h=11.5=2.1313=2.135)计算载荷系数K使用系数KA=1.25,根据V=2.04m/s,7级精度，KV=1.09由表10-4查得KH=1.419由表10-13查得KF=1.32由表10-3查得KH=KH=1.1K=KAKVKHKH=1.25*1.09*1.419*1.1=2.136)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆