说明书-碾砂机传动装置设计

一、设计题目：碾砂机传动装置设计1.工作状况：已知条件1)工作条件：每日三班制，连续单向运转，载荷有轻度冲击；2)使用寿命：6年3)允许转速偏差：±5%4)生产批量：小批量生产2.原始数据：碾机主轴转速n：33r/min碾机主轴转矩T：1200（N.M）3.碾砂机的原理传动方案：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器——开式圆锥齿轮1——电动机2——联轴器3——箱体4——齿轮5——轴承6——碾盘7——碾轮传动方案简图二、动力机选择及动力参数1.选择电机类型：Y系列封闭式三相异步交流电动机2.电动机容量选择1）工作机所需功率PW=T*N/9549=1200*33/9549=4.15KW2）传动装置的总效率η1、η2、η3、η4分别为齿轮联轴器、闭式圆柱齿轮、开式圆锥齿轮、轴承效率。查表得η1=0.99，η2=0.975，η3=0.935，η4=0.98η总=0.993x0.935x0.9752x0.985=0.78原始数据：碾机主轴转速n：33r/min碾机主轴转矩T：1200（N.M）根据情况选择Y系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机。总效率78.0工作机所需功率5.32kw电动机所需的功率:Pd=PW/η总=4.15/0.78=5.32KW计算结果：PW=4.15KWPd=5.32KW由机械课程设计手册表10-1查得满足要求的电动机有以下电动机型号额定功率（KW）满载转速（r/min）堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y132S1-25.529002.22.2Y132S-45.514402.22.2Y132M-65.59602.02.0Y160M2-85.57202.02.0综合考虑，这里选Y132M-6所选电机的基本参数如下：Y132M2-6额定功率P0同步转速满载转速电压电流功率因数5.51000minr960minr380V12.6A0.78质量总传动比满载扭矩电动机外伸轴直径D电动机外伸轴长度E电动机中心高H84kg21.522.038mm80mm132mm三、计算传动装置的运动和动力参数选择Y132M-6电动机电机轴颈D=38mm中心高132mm内容依据结果整个系统的传动比i总=n/nWi总=960/33i总=29.091号齿轮和2号齿轮之间的传动比i12i总=i12*i34*i56为减小减速器尺寸一般取i12=1.4*i34i12=4.513号齿轮和4号齿轮之间的传动比i23I34=3.225号齿轮和6号齿轮之间的传动比i56圆锥齿轮传动比一般为2~4初步选I56=2I56=21.传动系统各轴转速、功率、转矩计算如下：电动机0轴n0=n=960r/minP0=Pd=5.32KWT0=9549P0/n0=9549*5.32/960=52.91N.M1轴n1=n0=960r/minP1=P0*η01=5.32*0.99*0.98=5.16KWT1=T0*η01=52.91*0.99*0.98=51.34N.M2轴n2=n1/i12=960/4.51=212.87r/minP2=P1*η12=5.16*0.975*0.98=4.93KWT2=T1*i12*η12=51.34*4.51*0.975*0.98=221.23N.M3轴n3=n2/i34=212.87/3.22=66.11r/minP3=P2*η23=4.93*0.975*0.98=4.71KWT3=T2*i34*η23=221.23*3.22*0.975*0.98=680.65N.M4轴n4=n3=66.11r/minP4=P3*η34=4.71*0.99*0.98=4.57KWP1=5.16kwP2=4.93kwP3=4.71kwP4=4.57kwP5=4.19kwP6=4.15kwN1=960r/minN2=212.86r/minN3=66.11r/minN4=66.11r/minN5=33r/minN6=33r/minT4=T3*η34=680.65*0.99*0.98=660.36N.M5轴n5=n4/i56=66.11/2=33r/minP4=P3*η45=4.57*0.935*0.98=4.19KWT4=T3*i56*η45=660.36*2*0.935*0.98=1210.18N.M工作机轴n6=n5=33r/minP4=P3*η56=4.19*0.99=4.15KWT4=T3*η56=1210.18*0.99=1198.08N.M传动系统运动和动力参数如下表电动机减速器锥齿轮副工作机轴号0轴1轴2轴3轴4轴5轴6轴转速（r/min）960960212.8666.1166.113333功率（KW）5.315.164.934.714.574.194.15转矩（N.M）52.9151.34221.23680.65660.361210.181198.08两轴连接件，传动件联轴器圆柱齿轮圆柱齿轮联轴器圆锥齿轮联轴器传动比14.513.22121四、传动件设计计算传动零件是传动系统中最重要的零件，它关系到传动系统的工作能力，结构布置和尺寸大。此外，支撑零件也要根据传动零件来设计或选取。传动两件的设计计算主要完成减速器齿轮传动或蜗轮蜗杆传动的设计计算，包括选择传动零件的材料和热处理，确定传动零件的主要参数，结构和尺寸。传动系统运动和动力参数的计算结果及设计任务书给定的工作条件，即为减速器传动零件设计计算的T1=51.34N.MT2=221.23N.MT3=680.65N.MT4=660.36N.MT15=1210.18N.MT6=1198.08N.M原始依据。1.高速级1)选定高速齿轮类型、精度等级、材料及齿数。（1）选用斜齿圆柱传动（2）选用7级精度（3）材料选择。查《机械设计》（第八版）表10-1选择小齿轮材料为40Cr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40HBS。2）I级：选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24X4.51=108.24取Z2=109II级：选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24×3.22=77.28取Z2=782.按齿面接触强度设计2Hd1t31)][Z(u1u2HEZTKd1)试选载荷系数Kt=1.62)区域系数ZH=2.433查《机械设计》（第八版）图10-303)由图《机械设计》（第八版）10-26查得Ⅰ级：εα1=0.78εα2=0.820εα=εα1+εα1=1.6Ⅱ级：εα1=0.78εα2=0.890εα=εα1+εα1=1.674)选取齿宽系数φd=15)小齿轮的传递扭矩Ⅰ级：T1=51.34N.MII级：T2=221.23N.M6）材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa查《机械设计》（第八版）表10-67)小齿轮的接触疲劳强度极限δlim1=600MPaδlim2=550MPa8)应力循环次数一级N1=60njLh=60*1*960*（6*365*8*3）=3.02x109N2=60njLh=60*1*212.86*（6*365*8*3）=0.67x109二级N1=60njLh=60*1*212.86*（6*365*8*3）=0.67x109N1=60njLh=60*1*66.11*（6*365*8*3）=0.20x1099)接触疲劳寿命系数查《机械设计》（第八版）图10-19Ⅰ级：KHN1=0.90KHN2=0.92Ⅱ级：KHN1=1.01KHN2=0.95510)计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1Ⅰ级：[δH1]=δHlim1*KHN1/SH=600*0.90/1=540MPa[δH2]=δHlim2*KHN2/SH=550*0.92/1=506MPa[δH]=([δH1]+[δH2])/2=(540+506)/2=523MPaⅡ级：[δH1]=δHlim1*KHN1/SH=600*1.01/1=606MPa[δH2]=δHlim2*KHN2/SH=550*0.955/1=525.25MPa[δH]=([δH1]+[δH2])/2=(606+525.25)/2=565.63MPa3.计算1）分度园直径d1t,有公式得Ⅰ级：d1t≥39.64Ⅱ级：d1t≥57.972)圆周速度Ⅰ级：V=πd1n1/60000=3.14*39.64*960/60000=1.99m/sⅡ级：V=πd1n1/60000=3.14*57.97*298.14/60000=0.90m/s3)计算齿宽模数b及模数mntⅠ级：b=ψd*d1t=1*39.64=39.64mnt=d1t*cosß/Z1=39.64*cos14°/24=1.60h=2.25*mnt=2.25*1.6=3.6b/h=10.997II级：b=ψd*d1t=1*57.97=57.97mnt=d1t*cosß/Z1=57.97*cos14°/24=2.34h=2.25*mnt=2.25*2.34=5.27b/h=10.9974）计算纵向重合度εβεβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318*1*24*tan14°=1.9035）计算载荷系数使用系数，由《机械设计》（第八版）表10-2KA=1.25Ⅰ级：根据V=1.99m/s，7级精度。由《机械设计》（第八版）图10-8查得的动载系数Kv=1.07。由《机械设计》（第八版）表10-4查得KHβ=1.417由《机械设计》（第八版）图10-13查得KFβ=1.375由《机械设计》（第八版）表10-3查得KHα=KFα=1.1K=KA*KA*KHβ*KHα=1.25*1.07*1.417*1.1=2.08II级：根据V=0.90m/s，7级精度。由《机械设计》（第八版）图10-8查得的动载系数Kv=1.03。由表10-4查得KHβ=1.421由《机械设计》（第八版）图10-13查得KFβ=1.35由《机械设计》（第八版）表10-3查得KHα=KFα=1.1K=KA*KA*KHβ*KHα=1.25*1.03*1.421*1.1=2.016）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得：I级：mm30.436.108.264.393311ttKKddII级：mm58.626.101.1297.573311ttKKdd7）计算模数mnI级：mn=d1cosβ/Z1=43.30*cos14°/24=1.75II级：mn=d1cosβ/Z1=62.58*cos14°/24=2.534.按齿根弯曲强度设计由式《机械设计》（第八版）表（10-17）得弯曲强度的设计公式为][YYzcosY2mFSF21d21t3nTK1）确定公式内各计算数值I级：K=KA*KA*KFβ*KFα=1.25*1.07*1.375*1.1=2.02II级：K=KA*KA*KFβ*KFα=1.25*1.03*1.35*1.1=1.912）螺旋角影响系数Yβ=0.883）计算当量齿数Ⅰ级：ZV1=Z1/cosβ3=24/cos14°3=26.27ZV2=Z2/cosβ3=109/cos14°3=119.32II级：ZV1=Z1/cosβ3=24/cos14°3=26.27ZV2=Z2/cosβ3=78/cos14°3=85.394）查取齿形系数由《机械设计》（第八版）表10-5用插值法查得Ⅰ级：YFa1=2.592YFa2=2.165II级：YFa1=2.592YFa2=2.2095）查取应力校正系数由《机械设计》（第八版）表10-5用插值法查得Ⅰ级：YSa1=1.596YSa2=1.795II级：YSa2=1.596YSa1=1.785由《机械设计》（第八版）图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE1=500Mpa查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE2=380Mpa查《机械设计》（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数Ⅰ级：KFN1=0.85KFN2=0.90II级：KFN1=0.92KFN2=0.95计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4Ⅰ级：[δF1]=KFN1δFE1/S=0.85*500/1.4=303.571MPa[δ