机械设计课程设计说明书_带式输送机传送装置

1目录一.题目及整体分析····················································2二.各主要部件选择····················································3三.电动机的选择·······················································3四.分配传动比··························································4五.传动系统的运动和动力参数计算·······························5六.设计高速级齿轮····················································7七.设计低速级齿轮··················································11八.链传动的设计·····················································16九.减速器轴及轴承装置、键的设计·····························18十.润滑与密封························································31十一.箱体的设计·····················································32十二.设计小结························································35参考文献·······························································362一.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1-1所示，设计参数列于表1-1。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0.96。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1-1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/KN2.6输送带的速度v/(m/s)1.2输送带滚筒的直径D/mm390表1-1带式输送机的设计参数3二.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＝F×V＝2600N×1.2m/s=3.12KW圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为η1＝0.982滚动轴承传动效率(四对)为η2＝0.994弹性联轴器传动效率η3＝0.99带式输送机的传动效率为η4＝0.96链传动的效率η5＝0.96电动机输出有效功率为2412345(1.1~1.3)(1.1~1.3)26001.2(4.0774~4.8187)0.980.990.990.960.96wdPPKW电动机输出功率为(4.0774~4.8187)dPKW型号按mdPP选电动机型号查得型号Y132S-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=5.5kW满载转速1440r/min同步转速1500r/min选用型号Y132S-4封闭式三相异步电动机4四.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,60601.258.79/min3.140.39wvnrd144024.4958.79mwnin取12i.282124.4910.732.28iii2lhiii2(1.3~1.4)(1.3~1.4)10.733.73~3.88hii3.8,2.82hlii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12.28i210.73i3.8hi2.82li5五.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n(r/min)，输入功率P(KW)，输入转矩T(N•m)6系统的运动和传动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＝0.98滚动轴承传动效率为η2＝0.99弹性联轴器传动效率η3＝0.99带式输送机的传动效率为η4＝0.96链传动的效率η5＝0.9612.28i：链传动比，2.82li：低速级齿轮传动比，3.8hi：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n(r/min)mn=1440n1=1440n2=378.95n3=134.38n4=58.94功率P(kw)P=5.5P1=5.445P2=5.28P3=5.13P4=4.87转矩T(N·m)T1=36.11T2=133.06T3=364.57T4=692.19两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比ii01=1i12=3.8i23=2.82i34=2传动效率ηη01=0.99η12=0.97η23=0.97η34=0.9510.9820.9930.99450.960.96min1min2min3min4min14401440378.95134.3858.94rmrrrrnnnnn12345.55.4455.285.134.87pKWpKWpKWpKWpKW123436.11133.06364.25692.19TNmTNmTNmTNm011223340112233413.82.8220.990.970.970.95iiii7高速级齿轮设计六．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＝li·Z1＝3.8×24=91.2，取2Z=91。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3211)][(132.2HEdttZuuTkd1)确定公式各计算数值(1)试选载荷系数3.1tK(2)计算小齿轮传递的转矩5511195.510/3.610TPnNmm(3)由表10－7选取齿宽系数1d(4)由表10—6查得材料的弹性影响系数2/18.198MPaZE(5)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(6)由式10—13计算应力循环次数911606014401(2830010)4.1510hNnjLZ1=24Z2=911.3tK413.610TNmm1d12198.8EZMPalim1lim2600550HHMPaMPa514.1510N8高速级齿轮1921.0910hNNi(7)由图10－19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数10.90HNK，20.95HNK(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10－12得1lim11[]0.9600540HNHHKMPaMPaS2lim22[]0.95550522.5HNHHKMPaMPaS2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径td1，代入][H中的较小值42311.33.6104.8198.82.32()48.1613.8522.5tdmm(2)计算圆周速度v1148.1614403.63/601000601000tdnvms(3)计算齿宽b1148.1648.16dtbdmm(4)计算齿宽与齿高之比b／h模数1148.162.0124tntdmmmZ2.252.252.014.52/48.16/2410.65nthmmmbh齿高(5)计算载荷系数K根据3.63/vms，7级精度，由图10－8查得动载荷系数1.13VK假设mmNbFKtA/100/，由表10－3查得1HFKK由表10－2查得使用系数1AK.25由表10－4查得921.0910N120.900.95HNHNKKS=112540522.5HHMPaMPa3.63mvs48.16bmm2.01ntmmm4.5210.65hmmbh1.13Kv1HFKK1.25AK9高速级齿轮设计1.418HK由图10－13查得1.335FK故载荷系数1.251.1311.4182.003AVHHKKKKK(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3311/48.162.003/1.355.62ttddKKmm(7)计算模数ｍ11/55.62/242.32mdZ3.按齿根弯曲强度设计由式10－5得弯曲强度的设计公式为3211][2FSFdnYYZKTm1)确定公式内的计算数值(1)由图10－20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1480FEMPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限2410FEMPa(2)由图10－18查得弯曲疲劳寿命系数10.81FNK，20.85FNK(3)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由式10－12得1110.81480[]277.711.4FNFEFKMPaMPaS2220.85410[]248.931.4FNFEFKMPaMPaS(4)计算载荷系数1.251.1311.1351.603AVFFKKKKK1.4181.335HFKK155.62dmm2.32m12480410FEFEMPaM