机械设计课程设计计算说明书带式输送机传动装置含全套图纸.docx
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机械设计课程设计计算说明书带式输送机传动装置含全套图纸
机械设计课程设计计算说明书-带式输送机传动装置(含全套图纸)
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目:
带式输送机
班级:
设计者:
学号:
指导老师:
日期:
2011年01月06日
一、题目及总体分析1
二、选择电动机2
三、传动零件的计算7
1)带传动的设计计算7
2)减速箱的设计计算10
I.高速齿轮的设计计
算10
n.低速齿轮的设计计算14
四、轴、键、轴承的设计计算20
I.输入轴及其轴承装置、键的设计20
n.中间轴及其轴承装置、键的设计25
川.输出轴及其轴承装置、键的设计29
键连接的校核计算33
轴承的校核计算35
五、润滑与密封37
六、箱体结构尺寸38
七、设计总结39
八、参考文献39
一、题目及总体分析
题目:
带式输送机传动装置
设计参数:
传动方案
输送带的牵引力
F,(KN)
输送带的速度
V,(m/s)
提升机鼓轮直径
D,(mm)
带传动+两级齿轮减速
7
0.4
350
设计要求:
1).输送机运转方向不变,工作载荷稳定。
2).输送带鼓轮的传动效率取为0.97。
3)•工作寿命为8年,每年300个工作日,每日工作16小时。
设计内容:
1.装配图1张;
2.零件图3张;
3.设计说明书1份。
说明:
1.带式输送机提升物料:
谷物、型砂、碎矿石、煤炭等;
2.输送机运转方向不变,工作载荷稳定;
3.输送带鼓轮的传动效率取为0.97;
4.工作寿命为8年,每年300个工作日,每日工作16小时。
装置分布如图:
L输送带豉轮2・带传动
3.减速器
L连轴器
5•电动机
二、选择电动机
1.选择电动机类型和结构形式
按工作条件和要求选用一般用途的Y系列三相异步电动机,卧式封
闭。
2.选择电动机的容量
电动机所需的工作效率为:
PdP
d
Pd电动机功率;Pw-工作机所需功率;
工作机所需要功率为:
cFv
Pw-
1000
传动装置的总效率为:
42
d—1234
按表2-3确定各部分效率:
相
电压
3
8
0
V
V带传动效率滚动轴承传动效率闭式齿轮传动效率联轴器效率4传动滚筒效率
i0.97,
2=0.97,
30.97,
0.99,
=0.97,
则
424
d=1234=0.970.970.97
2
0.970.99=0.78
所需电动机功率为:
Fv70000.4.3.60KW1000d10000.78
选择的电动机的额定功率Ped要略大于Pd,由Y系列三相异步电动机技术数据选择电动机额定ped为4.0KW。
Pd
3.确定电动机转速
工作机转速:
nw=6L卫空21.83r/min
D
电动机转速可选范围:
V带传动的传动比常用范围ii2~4,二级圆柱齿轮减速器传动比范围i23~5,故电动机转速的可选范围为:
几i带i轮=(2:
4)(3:
5)2nw=393:
2183r/min
查表可知,符合条件的电动机有三种,但综合考虑电动机和传动装置的尺寸,结构和带传动,以及减速箱的传动比,认为选择Y132M厂6电动机较为合理。
其主要技术参数如下:
电动机型号
额定功率p(Kvy
同步转速
(r/min)
满载转速
(r/min)
堵转转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y132M1-6
4.0
1000
960
2
2
电动机的相关尺寸:
中心高H
外形尺寸
1L(一ACAD)HD2
底角安装尺寸
AXB
地脚螺栓孔直
径K
轴伸尺寸
DXE
键公称尺寸
FXh
132
515X345X315
216X178
12
38X80
10X132
4.计算传动比
总传动比ia为:
nm=960=43.98nw21.83
为使带传动外部尺寸不要太大,初步取i带=2.5
ia
i齿=a=17.592
i带
分配减速器的各级传动比:
i齿lJI.417.5924.90
i齿2=—=3.60
i齿i
5.计算传动装置的运动及动力参数
计算各轴转速:
I轴:
n—.m=384r/min
i带
H轴:
n=—=78.37r/min
i齿i
山轴:
n=—=21.77r/min
i齿2
W轴:
nV=n=21.77r/min
计算各轴的输入功率:
I轴:
P=Fd01=P1=3.50KW
H轴:
F=F12=F12=3.29KW
ID轴:
F=F23=F32=3.10KW
W轴:
Pv=P
34—P24—2.98KW
计算各轴的输出转矩:
电动机所需的实际转矩即为电动机的输出转矩:
Td—9550Pd—35.91Nmnm
I轴:
T—Tdi带
01—87.08Nm
H轴:
T—Tdi齿112—401.47Nm
山轴:
T—Ti
齿223—1359.89Nm
W轴:
Tv—T
34—1305.90Nm
6.将运动和运动参数计算结果进行整理并列成表
轴名
功率P/KW
转矩T/Nm
转速n
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
r/min
i
-H-P
带的传动比不宜
电机轴
3.61
35.91
960
I轴
3.50
87.08
384
2.5
0.97
□轴
3.29
401.47
78.37
4.9
0.94
山轴
3.10
1359.89
21.77
3.6
0.94
W轴
2.98
1305.90
21.77
1
0.96
过
大
J_K齿比接近便有设计
序号为从电动机到鼓轮机
次递增
三、传动零件的计算
1)带传动的设计计算
1、确定计算功率Pca:
在空载、轻载启动总,每天工作16小时时,查表知工况系数作心=1.1,
所以有:
Pca=KAPd=4KW1.1=4.4kW
2、选择V带带型:
根据Pca=4.4kW和小带轮转速nm=960rmin查表可知,选用A型V带。
3、确定带轮基准直径并验算带速:
初选小带轮直径ddi,小带轮直径ddmin=75mm,根据基准直径系列初选:
ddi=100mm,贝U:
带速=2nmdd1叹=5.03叹
6021000ss
因为在(5~25)叹之间,所以基本满足要求。
dd2=i01dd1=2100mm=250mm,由查表圆整为dd2=250mm。
4、确定V带中心距a和基准长度Ld:
初选中心距a°:
0.7(ddi+dd2)a°2(ddi+dd2)
245mma。
700mm
取ao=5OOmm,
2
带所需的基准长度Ldo:
Ldo2ao+(dd1dd2)+(dd1dd2)
24ao
=1OOO546.811.3mm
=1558.1mm
由V带基准长度系列表取Ld=16OOmm。
则实际中心距a:
aao+LdLdO=458mm。
2
中心距a的变化范围为:
aminaO.O15Ld458O.O1516OO434mm
maxaO.O3Ld458O.O316OO5O6mm
5、验算小带轮上的包角1:
57.3
118O(dd2dd1)162.679O
a
固满足要求。
6、计算单根带的额定功率Pr和根数Z:
由dd1=100mm和nm=960rmin,查表并用插值法得普通带的基本额定功率
F0=O.95kW。
由n1=960rmin和i带=2.5以及A型带,查表并用插值法得Po=O.1OKW
由1=162.67,查表并用插值法得K=0.955。
由基准长度Ld=1600mm,以及A型带查表得长度系数a=0.99
P(p°R)KKl
固:
带是根数:
(0.950.10)0.9550.99kW
0.993kW
Pea4.4
z——
4.432,取z=5
Pr0.993
7、计算单根V带初始拉力最小值(F°)min:
查表知道单根A型V带单位长度的质量为q=0.10kgm,于是
(F)500(2.5K)Pcaq2
(Fo)min500■/q
Kz
500(2.5_0.955)_4.4o’5.032n0.95555.03
=154.25N
应使带的实际初拉力Fo(Fo)min。
8计算压轴力Fp:
压轴力的最小值为
(Fp)min2z(F°)minsin寸1524.89N
9、确定带轮的结构尺寸
由dd1100mm300mm,采用腹板式结构,
dd2250mm300mm,米用腹板式结构。
由V带设计可知z=5根,
则由课本表8-10可得
e=15mm,f=10mm,ha=3mm
则带轮的宽度为
Bz1e2f511521080mm
小带轮的外径
da1dd12ha10023106mm
大带轮的外径
da2dd22ha25023256mm
2)减速箱的设计计算
I.高速齿轮的设计计算
1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)、选用直齿圆柱齿轮传动。
(2)、由于输送机属于一般工作机器,速度不高,故选用7级精度。
(3)、材料需选择。
选择小齿轮的材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS
(4)、初选小齿轮的齿数zi24
117.6118,取118。
大齿轮的齿数为z2244.90
2、按齿面接触强度设计
由设计计算公式有
d1t2.23y—
KT1u1Ze
(1)确定公式内的各计算数值
试选载荷系数Kt1.3。
计算小齿轮传递的转矩。
95.5105P95.51053.29“
N(mmn384*
4
8.1810Ngmm
根据高速级齿轮大小齿轮都为软齿面,两支承相对于小齿轮做不对称布
置,由查表得齿宽系数为
d1(课本表10—7)o
4)根据配对齿轮材料都是锻钢,由查表得Ze
1
189.8MPa2。
(课本10-6)
5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
lim1600MPa;大齿轮的接触
疲劳限度极限
Iim2550MPa。
(课本
10-21d)
由公式计算应力循环次数。
N160njLh60384
1(830016)
8.85108
8.85108
N2
8
1.8110
根据N的大小由课本图
10—19取接触疲劳许用应力:
KHN1°.9O,
khn20・92
计算接触疲劳许用应力。
取失效率为1%,安全系数为,
KHN1lim1H1
1S
KHN2lim2
H2S
SSh1,由公式得
0.90600MPa540MPa
1
0.92550MPa506MPa1
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径
dit
2.233
KTigj1ZedJ
dit
2.233「38-18104g4.9O1189-8mm55.979mm
14.90540
2)计算圆周速度
3)计算齿轮宽b
d1tn
601000
55.979384
601000
ms
=1.126%
bdgd1t155.979mm55.979mm
4)计算齿宽与齿高之比-。
模数
d1t
55.979
mm
2.332mm
Z1
24
I齿高
h1h2h(2h;
c*)mt
(2
10.25)2.332mm5.248mm
b
55.979
10.667
h
5.248
5)计算载荷系数。
根据1.126役,7级精度,由书10-8图表得动载荷系数Kv1.02;
对直齿轮KhKf1;由载荷状态均匀平稳查表得使用系数Ka1;
由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时:
Kh1.420;
由b10.667,Kh1.420由课本图10-13得Kf1.38;故载荷系数
h
KKaKvKfKh11.0211.4201.448
6)Kt和K的数值相差较大,所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由公式得:
7)计算模数m:
(1)确定公式内的各计算数值
大齿轮的弯
1)由课本图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa;
曲强度极限FE2380MPa;
2)由图10—18取弯曲疲劳寿命系数Kfni0.95,Kfn20.98;
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数SSF1.4,由
F公式得
KfN1FE1
S
0.95—500MPa339.28MPa
1.4
KFN2FE2
S
0.98380
1.4
MPa
266MPa
4)计算载荷系数K
KKaKvKfKf
11.0211.381.408
5)查取齿形系数。
由书表10—5并用差值法得:
YFa12.65,YFa22.17
查取应力校正系数。
YSa21.80。
由书表10-5并用差值法得:
Ysa11.58,
6)计算大、小齿轮的
YFaYsa
并加以比较。
YFa1YSa1
2.651.58
339.28
0.012341
YFa2YSa2
2.171.80
266
0.01468
比较可知:
大齿轮的数值大。
(2)设计计算
1242
214088・181040.01468mm1.804mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算
的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与直径的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数1.804mm并就近圆整为标准值(第二系列)
58.027mm,算出小齿轮齿数:
m2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d1
Z1
d158.028
m2
29
大齿轮齿数:
Z24.9029142.1;142,
这样计算出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并且结构紧凑。
4、几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
d1d2
zm292mm58mmz2m1422mm284mm
(2)计算中心距
d1d
258284
a
mm171mm
2
2
(3)计算齿轮宽度
b
dd1
158mm58mm
取B258mm,B1
65mm。
5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图
(1)齿轮结构的设计计算
由于da1(乙2h)m(2921)2mm62mm160mm
da2(z22h*)m(14221)2mm390mm500mm
所以小齿轮做成实心结构齿轮,大齿轮做成腹板式结构齿轮。
□.低速齿轮的设计计算
1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)、选用直齿圆柱齿轮传动。
(2)、由于输送机属于一般工作机器,速度不高,故选用7级精度。
(3)、材料需选择。
选择小齿轮的材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,
大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
(4)、选小齿轮的齿数乙24,大齿轮的齿数为Z2243.6086.4,取z85
2、按齿面接触强度设计
由设计计算公式有
d1t
2.23戶gUJ
Vdu
2.
Ze
(1)确定公式内的各计算数值
试选载荷系数Kt1.3。
计算小齿轮传递的转矩。
T1
95.5105P
n
3.777105Ngmm
95.51053.10“Ngmm78.37
根据高速级齿轮大小齿轮都为软齿面,两支承相对于小齿轮做不对称布
置,由查表得齿宽系数为
根据配对齿轮材料都是锻钢,由查表得Ze
1
189.8MPa2。
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
lim1600MPa;大齿轮的接触
lim2550MPa。
由公式计算应力循环次数。
N160n2jLh6078.371(830016)1.806108
8
N2
1.806107
5.017103.60
根据N的大小由课本图
10—19取接触疲劳许用应力:
KHN10.95,KHN2「°。
计算接触疲劳许用应力。
取失效率为1%,安全系数为,
SSh
1,由公式得
KhN1lim1
H*1S
KHN2
H2S
MPa570MPa
0.95600
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径
dit
2
Ze
H
dit
2.233
87.125mm
52
1.33.777103.601189.8
gmm
3.60570
2)计算圆周速度
3)计算齿轮宽b
dtm
601000
91.74678.37
601000
ms
0.376叹
bdgd1t187.125mm87.125mm
4)计算齿宽与齿高之比-。
h
模数
mt
d1t
z
87.125mm
24
3.630mm
I齿高
h1h2h(2h;c*)mt(210.25)3.823mm8.601mm
b
10.667h
5)计算载荷系数。
根据0.376ms,7级精度,由书10-8图表得动载荷系数Kv1.0;对直齿轮KhKf1;由载荷状态均匀平稳查表得使用系数Ka1;从课本表10-4中的
软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7级精度时Kh1.429;
由b10.667,Kh1.429,由图10-13得心1.40;故载荷系数
h
KKAKvKFKh11.011.4291.429
6)Kt和K的数值相差较大,所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由
d1d1t
87.125J142989.9mm
V1.3
7)计算模数m:
di
Zi
89.9mm
24
3.745mm
3、按齿根弯曲强度设计
由弯曲强度的设计公式为
m
(1)确定公式内的各计算数值
2KTiYFaYsa
TdZ1F
1)根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa;大齿轮的弯曲强度
极限FE2380MPa;
2)由图10—18取弯曲疲劳寿命系数Kfni0.93,Kfn20.96;
3)计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S
Sf1.4,由f公式得
KFN1FE10.93500
F1
1S1.4
Kfn2FE20.96380
F2—FN2—FE2MPa260.571MPa
2S1.4
MPa332.143MPa
4)计算载荷系数K。
k
5)查取齿形系数。
由书表10—5并用差值法得:
YFa12.65,YFa22.21查取应力校正系数。
由书表10—5并用差值法得:
Ysa11.58,Ysa21.775
6)计算大、小齿轮的YFaYSa,并加以比较。
KaKvKfKf11.01
1.401.40
YFa1Ysa1
2.651.58
0.01261
F1
YFa2YSa2
F2
332.143
2.211.775
0.01505
260.571
显然大齿轮的数值大。
(2)设计计算
321.403.777100.01505mm3.023mm
V1242
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算
的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力,而齿面
接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与直径的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数3.023mm并就近圆整为标准值(第一系列)
d189・930
m3.0
m3.0mm,按接触强度算得的分度圆直径d194.685mm,算出小齿轮齿数:
Z
3.6030108
大齿轮齿数z2
为使z1和z2互质,取z2107。
4、几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
d1zm303mm90mm
d2z>m1073mm321mm
(2)计算中心距
ad1d290321mm205.5mm
22
(3)计算齿轮宽度
bdd1190mm90mm
取B290mm,B-i95mm。
5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图
(1)齿轮结构的设计计算
由于da1(z12h*)m(3021)3.0mm99mm160mm
da2(z22h)m(10721)3.0mm327mm500mm
所以小齿轮做成实心结构齿轮,大齿轮做成腹板式结构齿轮。
四、轴、键、轴承的设计计算
布置图如下(此图主要表现轴的形状,齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出)
I•输入轴的设计计算
1•轴上的功率R、转速ni和转矩Ti。
由电动机的选择可知:
n=匹=384r/mini带
P=Pd01=Pdi=3.5