机械设计课程设计--带式输送机传动装置

机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置-1-目录一、课程设计任务书1.1设计要求二、传动装置运动学计算2.1电动机的选择2.2确定总传动比、分配传动比2.3计算各轴功率、转速和扭矩三、带传动设计3.1选择带的剖面型号3.2计算带传动的主要尺寸和带的根数四、齿轮传动计算4.1选择齿轮材料4.2计算和确定齿轮传动的主要参数4.3确定齿轮的结构和主要尺寸五、轴的设计计算5.1轴的初步计算5.2轴的结构设计5.3轴的强度计算六、联轴器选择七、键的选择、计算八、滚动轴承选择计算九、减速器结构设计9.1确定箱体的结构和主要尺寸9.2减速器附件的选择9.3减速器主要零件配合性质的确定十、减速器的润滑10.1润滑方式的确定10.2选择润滑牌号10.3确定润滑油量十一、设计心得十二、参考资料211一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1——V带传动2——运输带3——单级斜齿圆柱齿轮减速器4——联轴器5——电动机6——卷筒原始数据：运输带工作拉力F/N4200运输带工作速度v/(m/s)1.9卷筒直径D/mm4501)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差±5%；6）制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量生产。1.1设计要求1.减速器装配图一张（A1）。2.零件图1~2张。3.设计说明书一份。3二.传动装置运动学计算本组设计数据：数据：运输带工作拉力F/N4200运输带工作速度v/(m/s)1.9卷筒直径D/mm4501）外传动机构为V带传动。2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器3)方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.1电动机的选择41）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，额定电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为vPwFkwvPw98.7F从电动机到工作机传送带间的总效率为543221867.0由《机械设计课程设计手册》表1—7可知：1：V带传动效率0.96；2：滚动轴承效率0.99（球轴承）；3：齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动）；4：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）；5：卷筒传动效率0.96；所以电动机所需工作功率为kwPPwd2.93）确定电动机转速按表13—2推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速器传动比20~6'i而工作机卷筒轴的转速为min/68.80100060rDvnw所以电动机转速的可选范围为5min)6.1613~08.484(min68.80)20~6('rrninwd符合这一范围的同步转速有750minr和1000r/min两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000minr的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计手册》表12—1选定电动机型号为Y160L-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩Y160L-6119702.02.0电动机的主要安装尺寸和外形如下表：2.2确定总传动比i、分配传动比中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132475×345×315216×1401238×8010×38.0186(1).总传动比i为02.12wmnni(2).分配传动比iii考虑润滑条件等因素，初定3i4i2.3计算各轴功率、转速和扭矩1).各轴的转速I轴min970rnnmII轴min3.323rinnIII轴min8.80rinn卷筒轴min8.80rnnw2).各轴的输入功率I轴kwPPd2.9II轴kwPP74.821III轴kwPP39.823卷筒轴kwPP22.824卷3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩dT为mmNnPTmdd461006.91055.9I轴mmNTTd41006.9II轴mmNiTT5211058.27III轴mmNiTT5231091.9卷筒轴mmNTT524卷1071.9将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴名功率P/kw转矩T/(N·mm)转速n/(r/min)传动比i效率I轴9.241006.997030.95II轴8.7451058.2323.340.96III轴8.3951091.980.0810.98卷筒轴8.2251071.980.088三、带传动设计电动机输出功率kwPd2.9，转速min9701rnnm，带传动传动比i=3，每天工作16小时。3.1选择带的剖面型号1).确定计算功率caP由《机械设计》表4.6查得工作情况系数1.1AK，故kwPKPdAca12.102).选择V带类型根据caP，1n，由《机械设计》图4.11可知，选用A型带3.2计算带传动的主要尺寸和带的根数1).确定带轮的基准直径1dd并验算带速(1).初选小带轮基准直径1dd由《机械设计》表4.4，A型带轮的最小基准直径为75mm，选取小带轮的基准直径mmmmdd751061，而mmHdd10021，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。(2).验算带速vsmndvd38.510006011因为smvsm255，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径mmdiddd31812根据《机械设计》表4.4，选取mmdd3202，则传动比02.312ddddi9从动轮转速min2.32112rinn2).确定V带的中心距a和基准长度dL(1).由式)(2)(7.021210ddddddadd得8522.2980a，取mma7500(2).计算带所需的基准长度dLmmaddddaLddddd1.21844)()(2202012210由《机械设计》表4.2选取V带基准长度mmLd2250(3).计算实际中心距ammLLaadd95.782200mmLaad5.81703.0maxmmLaad25.716015.0min3).验算小带轮上的包角19034.1643.57)(180121adddd4).计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率rP由mmdd1061和min9701rn，查《机械设计》表4.5得kwP16.10根据min9601rn，3i和A型带，查《机械设计》表4.7得kwP26.00查《机械设计》表4.8得98.0K，查表4.2得25.1LK，于是kwKKPPPLr74.1)(0010(2)计算V带的根数z6816.574.112.10rcaPPz取6根。5).计算单根V带的初拉力的最小值min0)(F由《机械设计》表4.1得A型带的单位长度质量mkgq1.0，所以NqvzvKPKFca246)5.2(500)(2min0应使带的实际初拉力min00)(FF。6).计算压轴力pF压轴力的最小值为NFzFp48.29242sin)(2)(1min0min7).带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为15mm，取带轮宽为38mm。11四、齿轮传动计算4.1选择齿轮材料1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数。(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，故选用8级精度。(3)材料选择。由《机械设计》表6.1大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS,260HBS,二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数241z，则大齿轮齿数9612ziz(5)初选螺旋角β=14°4.2计算和确定齿轮传动的主要参数(1)设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面接触疲劳强度设计。321)][(12HHEdtZZZZuuKtTd确定式中各项数值：因载荷较平稳，初选tK=1.5mmNnPT5261058.21055.9由《机械设计》表6.5，取1d.0由《机械设计》表6.3查得材料的弹性影响系数MPazE8.189由《机械设计》图6.19，查得43.2Hz一般取Zε=0.75～0.88，因齿数较少，所以取8.0z99.0cosz由式（6-12），8211045.78300823.3236060hjLnNN882121086.141045.7iNNN12由图6.6查得，97.01HNK,96.02HNK按齿面硬度查图6.8得MPaH6001lim，MPaH5602lim，取1minHS；MPaMPaSKHNH58260097.0][1lim11MPaMPaSKHNH6.53756096.0][2lim22取MPaH5602/)6.537582(][设计齿轮参数mmmmZZZZuuTKdHHEdtt4.74)56099.08.08.18943.2(41412580005.12)][(12323211修正td1：smsmndvt/26.1/1000603.3234.7414.310006021由表6.2查得，00.1AK由图6.10查得，03.1vK由图6.13查得，05.1K一般斜齿圆柱齿轮传动取，4.1~1K，此处2.1K则30.12.105.103.100.1KKKKKVAmmmmKKddtt9.705.130.14.743311mmmmzdmn87.22414cos9.70cos11选取第一系列标准模数mmmn313按齿根弯曲强度设计：由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为：3)][(2211FSaFadYYzKTm确定公式内的各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限为MPaFE5001，大齿轮为MPaFE3802弯曲疲劳寿命系数94.01FNK，9.02FNK取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由式（10-12）得，[F]1=SKFEFN110.94×500/1.4=335.7MPa[F]2=SKFEFN220.9×380/1.4=244.3MPa计算载荷系数K=1×1.05×1×1.4=1.47由表10-5查得65.21FaY，22.22FaY58.11saY，77.12saY计算大、小齿轮的][FsaFaYY并加以比较。1][11FsaFaYY=2.65×1.58/335.7=0.012472][22FsaFaYY2.22×1.77/244.3=0.01608大齿轮的数值大。所以可以得：301608.024125800047.122m=2.77由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主