带式运输机传动装置设计_课程设计

机械设计课程设计-1-带式运输机传动装置设计1.工作条件连续单向运转，载荷有轻微冲击，空载起动；使用期5年，每年300个工作日，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。1-电动机；2-联轴器；3-展开式二级圆柱齿轮减速器；4-卷筒；5-运输带题目B图带式运输机传动示意图2.设计数据学号—数据编号11-112-213-314-415-5运输带工作拉力F（kN）3.84.04.24.45.0运输带工作速度v（ms）1.100.950.900.850.80卷筒直径D（mm）3803603403203003.设计任务1）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。2）进行传动装置中的传动零件设计计算。3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。4）编写设计计算说明书。机械设计课程设计-2-二、电动机的选择1、动力机类型选择因为载荷有轻微冲击，单班制工作，所以选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：85.096.097.099.099.02421242滚筒齿轮轴承联总（2）电机所需的功率：KWFvppwd4.485.0100085.0440010003、确定电动机转速计算滚筒工作转速：min/r76.5032085.0100060v100060Dn滚筒因为40~8ai所以min/4.2030~08.40676.5040~8rninwad符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，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=1000r/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，选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速960r/min；额定转矩2.0；质量63kg。机械设计课程设计-3-三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比91.1876.50960wmanni2、分配各级传动比查表可知214.1ii所以16.591.184.14.11aii66.312iiia机械设计课程设计-4-四、动力学参数计算1、计算各轴转速min/83.50min/83.50min/05.18616.5960min/960min/96034223112010rnnrinnrinnrnnrn2、计算各轴的功率Po=P电机=4.4KWPI=P电机×η1=4.4×0.99=4.36KWPII=PI×η2=4.36×0.99×0.97=4.19KWPIII=PII×η3=4.19×0.99×0.97=4.02KWPⅣ=4.02×0.99×0.99=3.94KW3、计算各轴扭矩T零=9550P/n=4377N·mmTI=9.55×106PI/nI=4333N·mmTII=9.55×106PII/nII=21500N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=75520N·mmTⅣ=9550×106PⅣ/nⅣ=74025N·mm机械设计课程设计-5-五、传动零件的设计计算1．选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；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。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝124的；2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（10—21）试算，即dt≥2.32*321·HEdtZuuTKσφ选定载荷3.1tK计算扭矩mNT*77.4317级精度；z1＝20z2＝963．确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.3（2）由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1（3）由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（4）由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（5）由[1]式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×960×1×（1×8×300×5）＝810912.6N2＝N1/5.16＝1.34×10e8N3=1.34×10e8N4=N3/3.66=3.66×10e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6）由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.92KHN2＝0.94KHN3＝0.94KHN4＝0.98计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.92×600MPa＝552MPa[σH]2＝0.94×550MPa＝517MPa[σH]3＝0.94×600MPa＝564MPa[σH]4＝0.98×550MPa＝539MPa计算高速轴试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥3211·*32.2HEdtZuuTKσφ机械设计课程设计-6-=3235178.1892.312.3·11077.433.1*32.2=50.092mm计算圆周速度v=10006021ndtπ=100060960092.50π=2.52m/s计算齿宽b及模数mb=φdd1t=1×50.029mm=50.029mmm=11zdt=24029.50=2.09h=2.25mnt=2.25×2.09mm=4.7mmb/h=50.029/4.7=10.66计算载荷系数K由[1]表10—2已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=2.52m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.1；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同使用系数KA=1由b/h=8.89，KHB=1.41652查[1]表10—13查得KFB=1.35由[1]表10—3查得KHα=KHα=1。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.1×1×1.432=1.79按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得d1=31/ttKKd=33.1/79.1092.50mm=55.73mm计算模数mm11zd=2473.50mm=2.32由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.9计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4见[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S=4.1500*85.0=303.57Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S=4.1380*9.0=244.29Mpa计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×4×1.35=1.512查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.81、查取齿形系数1FaY=2.652FaY=2.16计算大、小齿轮的并FSaFaYYσ加以比较111FSaFaYYσ=57.30358.165.2=0.01379机械设计课程设计-7-222FSaFaYYσ=29.24481.116.22=0.01600设计计算m≥3201600.0·241410*377.4512.122e=1.557对结果进行处理取m=2Z1=d1/m=50.0927/2≈26Z2=u*Z1=5.16*26≈135几何尺寸计算计算分度圆直径中心距d1=z1m=26*2=52mmd2=z1m=135*2=270mma=(d1+d2)/2=(270+52)/2=161计算齿轮宽度b=φdd1=52mm计算低速轴试算小齿轮分度圆直径d1tD2t≥3211·*32.2HEdtZuuTKσφ=3235398.1892.312.3·1102153.1*32.2=82.82mm计算圆周速度v=10006022ndtπ=10006005.18682.82π=0.81m/s计算齿宽b及模数mb=φdd1t=1×82.82mm=82.82mmm=11zdt=2482.82=3.45h=2.25mt=2.25×3.45mm=7.76mmb/h=82.82/7.76=10.67计算载荷系数K由[1]表10—2已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=2.52m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.1；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同使用系数KA=1由b/h=10.67，KHB=1.432查[1]表10—13查得KFB=1.35由[1]表10—3查得KHα=KHα=1。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.25×0.5×1×1.432=0.9按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得d1=31/ttKKd=33.1/9.082.82mm=71.32mm计算模数mm11zd=2432.71mm=2.97由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强机械设计课程设计-8-度σF2=380MPa由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN3=0.9KFN4=0.95计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4见[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S=4.1500*9.0=321.43Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S=4.1380*95.0=257.86Mpa计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1×1.35=1.512查取应力校正系数由表10－5查得Ysa3=1.58；Ysa4=1.78、查取齿形系数3FaY=2.654FaY=2.20计算大、小齿轮的并FSaFaYYσ加以比较111FSaFaYYσ=3214358.165.2=0.013026222FSaFaYYσ=86.25778.12.2=0.015186设计计算m≥32015186.0·241410*2159.022e=4.67对结果进行处理取m=2.97取3Z1=d1/m=82.82/3≈27.61=28Z2=u*Z1=3.66*28≈102几何尺寸计算计算分度圆直径中心距d1=z1m=28*3=84mmd2=z1m=102*3=306mma=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195计算齿轮宽度b=φdd1=84mm机械设计课程设计-9-六、轴的设计计算1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.94Kw19.634N·m1430r/min42mm20°L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2求作用在齿轮上的力NdTFt95.9344210*634.19*21232Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=340.29N3初步确定轴的直径先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有mmnPAd24.25143094.2*112*33210min4联轴器的型号的选取查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·mTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63N·m。半联轴器的孔径d1=16mm.固取d1-2=16mm4联轴器的型号的选取查表[1]14-1,取Ka=1.5则