还剩40页未读,继续阅读
本资源只提供10页预览,全部文档请下载后查看!喜欢就下载吧,查找使用更方便
文本内容:
课程任务设计书题目设计带式输送带传动装置专业09机电一体化姓名学号
071、课程设计题目:设计带式输送机传动装置
2、以知条件1输送带工作拉力F=
4.8(KN)2输送带工作速度V=
1.7(M/S)3滚筒直径D=450(MM)4滚筒效率=
0.96,(包括滚筒与轴承的效率损失)5工作情况两班制,连续单向运转,载荷较平稳6使用折旧期8年7工作环境室内,灰尘较大,环境最高温度38°8动力来源电力,三相交流,电压380/220V9检修间隔期;四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修10制造条件及生产批量一般机械厂制造,小批量生产
3、设计工作量
1、减速器装配图1张(A1)
2、设计说明书1份第一部分传动装置的总体设计
一、电动机的选择
1、选择电动机的类型按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压380V,Y型
2、选择电动机的容量由电动机至运输带的传动总效率为(分别是弹性联轴器、闭式齿轮传动、滚动轴承、开式滚子链子传动、滚筒的效率)分别取=
0.
99、=
0.
97、=
0.
99、=
0.
92、所以工作机所需的有效功率为电动机所需功率为
3、确定电动机的转速和型号:卷筒轴的工作转速为根据电动机所需功率和同步转速,查表16-1取电动机的额定功率符为11kw,同步转速为查表16-
1、16-2选取Y160L-6有关数据如下:型号额定功率/同步转速满载转速总传比外伸轴径轴外轴长Y160L-
611100097013.
437421104、总传动比
5、分配传动装置传动比由公式求得、
二、计算传动装置的运动和动力参数
1、计算各轴转速
2、计算各轴输入功率
3、计算各轴输入转矩各轴的运动和动力参数计算结果整理与下轴号效率PKW转矩T/N.m转速n/(r/min)传动比iⅠ
10.
217100.
069704.179Ⅱ
9.
812403.
326232.
1133.215Ⅲ
9.
4221239.
80672.1961Ⅳ
9.
2341215.
06772.196第二部分传动零件的设计计算
一、高速级减速齿轮设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1选用斜齿圆柱齿轮传动2运输机为一般工作机器,速度不高,由《机械设计基础》表2-2知,选用7级精度(GB10095-88)3材料选择表11-1选择小齿轮材料为40Cr钢(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40HBS4选小齿轮齿数为,大齿轮齿数,取5)初选螺旋角β=
142、按齿面接触强度设计由《机械设计基础》表11-4进行试算,即1确定公式内的各计算数值1试选载荷系数2计算小齿轮传递的转矩3由表11-6选取齿宽系数4由表11-4查得材料的弹性影响系数5由表11-1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限;6计算应力循环次数7由图10-19查得接触疲劳寿命系数8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得:=9由表11-4选取区域系数10由图10-26查得则2)计算1试算小齿轮分度圆直径,代入数值=2计算圆周速度v3计算尺宽b4计算尺宽与齿高比b/h模数齿高5计算纵向重合度6计算载荷系数根据,7级精度,由图10-8(机设书)查得动载系数由表10-2查得使用系数因斜齿轮,假设由表10-3查得由表10-4插值查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置式由b/h=
10.53查图10-13得故载荷系数7按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得8计算模数m
3、按齿根弯曲强度设计由式(10-17)得弯曲强度的设计公式为1确定公式内各计算数值1计算载荷系数2根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数3计算当量齿数4查取齿形系数由表10-5查得5查取应力较正系数由表10-5查得6由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限7由图10-18取弯曲疲劳寿命系数8计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4由式(10-12)得9计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2设计计算=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强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数
1.821mm并就近圆整为标准值,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得分度圆直径,来计算应有的齿数,于是有小齿轮齿数取大齿轮齿数取这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费
4、几何尺寸计算
(1)计算中心距将中心距圆整为135mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故、、等不必修正
(3)计算大、小齿轮的分度圆直径
(4)计算齿轮宽度取,
(5)验算,合适
二、低速级减速齿轮设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1选用斜齿圆柱齿轮传动2运输机为一般工作机器,速度不高,由《机械设计课程设计》表2-2知,选用7级精度(GB10095-88)3)材料选择由《机械设计基础》表11-1选择小齿轮材料为40Cr钢(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40HBS4选小齿轮齿数为,大齿轮齿数5)初选螺旋角β=
142、按齿面接触强度设计由《机械设计基础》表11-4进行试算,即
(1)确定公式内的各计算数值1试选载荷系数2计算小齿轮传递的转矩3由表10-7选取齿宽系数4由表10-6查得材料的弹性影响系数5由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限;6由式10-13计算应力循环次数7由图10-19查得接触疲劳寿命系数8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得:9由图10-30选取区域系数10由图10-26查得则
(2)计算1试算小齿轮分度圆直径,代入数值=2计算圆周速度v3计算尺宽b4计算尺宽与齿高比b/h模数齿高5计算纵向重合度6计算载荷系数根据,7级精度,由图10-8(机设书)查得动载系数由表10-2查得使用系数斜齿轮,假设由表10-3查得由表10-4查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置式由b/h=
10.56,查图10-13得,故载荷系数7按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得8计算模数m
3、按齿根弯曲强度设计由式(10-17)得弯曲强度的设计公式为1确定公式内的各计算数值1计算载荷系数2根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数3计算当量齿数4查取齿形系数由表10-5查得5查取应力较正系数由表10-5查得6由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限7由图10-18取弯曲疲劳寿命系数8计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4,由式(10-12)得9计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2设计计算=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强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数
1.34mm并就近圆整为标准值但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得分度圆直径,来计算应有齿数,于是有小齿轮齿数取大齿轮齿数取这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费
4、几何尺寸计算1计算中心距将中心距圆整为97mm2按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故、、等不必修正3计算大、小齿轮的分度圆直径4计算齿轮宽度取5验算,合适第三部分轴的设计一高速轴的设计
1、选择轴的材料由于减速器传递的功率不大,其重量无特殊要求故选择和小齿轮一样的材料40Cr钢调质处理.
2、初步计算轴的最小直径用初步估算的方法,即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式,选用40Cr调质钢,查机设书P370表15-3,得在第一部分中已经选用的电机Y160L-6D=42查《机械设计课程设计》p131,选用联轴器HL3,故
3、轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案,经分析比较,选用如下方案
(2)、各轴的直径和长度1)、联轴器采用轴肩定位,半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位,故选择2)、初步确定滚动轴承8因齿轮为斜齿轮则轴承受径向力和轴向力作用,高速级转速较高,载荷一般,故选用角接触球轴承7007AC,,故,3)、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时,则相邻直径变化要大些,故,4)、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时,不承受轴向力也不固定轴上零件的,则相邻直径变化较小,即,,,
(3)、轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接,,查机设书P106表6-1选用键为,半联轴器与轴的配合为,滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合保证,选轴的直径尺寸公差m6
(4)、确定轴向圆角和倒角尺寸参照机设书P365表15-2,取轴端倒角,各轴肩出圆角半径见轴的零件图
(5)、求轴上的载荷小齿轮分度圆直径首先根据轴的结构图作出以下受力分析图,在确定轴承的支撑点位置时,应从手册中查取a的值,对于7007AC型角接触球轴承,由指导书P122页查得a=
20.1mm因此,作为简支梁的轴的支承跨距为,根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图,从轴的结构图以及弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较大,计算该截面出的力与矩载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩
(6)、按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度,根据P373式(15-5)及表中数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,故取α=
0.6轴的计算应力其中前面以选定轴的材料为40Cr钢(调质),查机设书P362表15-1,得,因此,故安全
7、精确校核轴的疲劳强度1)、判断危险截面由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知齿轮左端截面5因加工齿轮有尺寸变化,引起应力集中,故该截面左侧需校核验证
2、截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为40Cr钢,调质处理,由机设书P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机设书P40附表3-2查取因经插入后得又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为则由附图3-2的尺寸系数由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-14b得综合系数为合金钢的特性系数取取则可计算安全系数,故可知其安全
(8)、轴承寿命的校核1已知轴承的预计寿命L=2×8×365×8=46720h由所选轴承系列7007AC,查指导书P122表知额定动载荷C=
19.0KN2求两轴承受到的径向载荷3求两轴承的计算轴向力对于70000AC型轴承,按表13-7,轴承派生轴向力,则有于是轴向力为4当量动载荷P因由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1轴承2因轴承运转中有轻微冲击载荷,故按表13-6取,则5验算轴承寿命因,所以按轴承2的受力大小来验算,则所以所选轴承寿命符合要求,确定角接触球轴承7007AC
(9)、键的校核联轴器与轴1选用键的系列2键、轴和联轴器的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压应力,取,键的工作长度,键的接触高度,由式6-1得,所以合适二中速轴的设计
1、选择轴的材料该轴同样选取40Cr钢调质处理
2、初步计算轴的最小直径根据表15-3,取,于是根据公式有选定
3、轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案,经分析比较,选用如下方案
(2)各轴的直径和长度1根据,选用角接触球轴承7208AC,尺寸得mm,为了使齿轮3便于安装,故取,轴承第三段起轴向定位作用,故,第四段装齿轮2,直径2第二段和第四段是装齿轮的,为了便于安装,L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的齿宽略小所以,由指导书得,,
(3)轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接,根据,,查表6-1得第二段键的尺寸为,同理可得第四段键的尺寸为,滚动轴承与轴采用过度配合来保证,选用直径尺寸公差m6
(4)轴上零件的轴向定位轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与挡油环定位,齿轮采用挡油环与轴肩定位;
(5)确定轴上圆角和倒角尺寸参照表15-2,取轴端倒角,各轴肩出圆角半径为1mm
(6)求轴上的载荷1)求轴上的力已知首先根据轴的结构图作出以下受力分析图,在确定轴承的支撑点位置时,应从手册中查取a的值,对于7208AC型角接触球轴承,由指导书P123页查得a=23mm,根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图,从轴的结构图以及弯矩图可以看出两齿轮中心截面受弯矩较大,分别计算两截面处的力与矩载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩
(6)、按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度,根据机设书P373式(15-5)及表中数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,故取α=
0.6轴的计算应力其中前面已选定轴的材料为40Cr钢(调质),查机设书P362表15-1,得,因此,故安全(
7、精确校核轴的疲劳强度1)、判断危险截面由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮中间轴肩处截面3和4因轴肩尺寸变化,引起应力集中,又截面3受弯矩等大于截面4,故可只校核截面3左面
2、截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为40Cr钢,调质处理,由机设书P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机设书P40附表3-2查取因经插入后得又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为则由附图3-2的尺寸系数由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-14b得综合系数为合金钢的特性系数取取则可计算安全系数故可知其安全
(8)、轴承寿命的校核1已知轴承的预计寿命L=2×8×365×8=46720h由所选轴承系列7208AC,查指导书P123表知额定动载荷C=
35.2KN2求两轴承受到的径向载荷3求两轴承的计算轴向力对于70000AC型轴承,按表13-7,轴承派生轴向力,则有于是轴向力为其中4当量动载荷P因由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1轴承2因轴承运转中有轻微冲击载荷,故按表13-6取
1.1,则5验算轴承寿命因,所以按轴承1的受力大小来验算,则所以所选轴承寿命符合要求,确定角接触球轴承7208AC
(9)、键的校核小齿轮1选用键的系列2键、轴和联轴器的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压应力,取,键的工作长度,键的接触高度,由式6-1得,所以合适大齿轮1选用键的系列2键、轴和联轴器的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压应力,取,键的工作长度,键的接触高度,由式6-1得,所以合适三低速轴的设计
1、选择轴的材料该轴同样选取40Cr钢调质处理
2、初步计算轴的最小直径根据表15-3,取,于是根据公式有选定初选联轴器HL4,初定轴的最小直径
3、轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案,经分析比较,选用如下方案
(2)各轴的直径和长度1)联轴器采用轴肩定位,半联轴器长度为,半联轴器与轴的配合的毂孔长度为,为了保证半联轴器轴向的可靠定位,故取2)初步确定滚动轴承因轴承受径向力和轴向力作用大,转速较小,载荷大,故选用角接触球轴承7212AC,,故为了便于齿轮安装,为了使齿轮有较好的轴向定位,取,轴承,为了便于安装,,其他长度由轴1和轴2的计算方法求得,3)轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用普通A型平键连接,根据选择轴上的键为,半联轴器的周向定位采用普通C型平键连接,根据选择轴上键为,滚动轴承与轴采用过度配合来保证,直径公差m6;4)轴上零件的轴向定位轴承采用凸缘式端盖和挡油环来定位,齿轮轴向定位则采用轴肩与挡油环定位5)确定轴向圆角和倒角尺寸参照表,去轴端倒角,各轴肩处圆角半径为1mm
(6)求轴上的载荷1)求轴上的力已知首先根据轴的结构图作出以下受力分析图,在确定轴承的支撑点位置时,应从手册中查取a的值,对于7212AC型角接触球轴承,由指导书P123页查得a=
30.8mm,根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图,从轴的结构图以及弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较大,分别计算两截面处的力与矩载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩
(6)按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度,根据机设书P373式(15-5)及表中数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,故取α=
0.6轴的计算应力其中前面已选定轴的材料为40Cr钢(调质),查机设书P362表15-1,得,因此,故安全
(7)轴承寿命的计算1已知轴承的预计寿命L=2×8×365×8=46720h由所选轴承系列7212AC,查指导书P123表知额定动载荷C=
58.2KN2求两轴承受到的径向载荷3求两轴承的计算轴向力对于70000AC型轴承,按表13-7,轴承派生轴向力,则有于是轴向力为4当量动载荷P因由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1轴承2因轴承运转中有轻微冲击载荷,故按表13-6取
1.1,则5验算轴承寿命因,所以按轴承2的受力大小来验算,则所以所选轴承寿命符合要求,确定角接触球轴承7212AC
(8)键的校核齿轮与轴1)选用键的系列2)键、轴和轮毂的材料都是钢,由教材查得许用应力,取,键的工作长度,键与轮毂、键槽的接触高度,则有,所以合适轴与联轴器相连的键3)选用键的系列4)键的工作长度,键与轮毂、槽的接触高度,则有,所以合适第四部分润滑油及润滑方式的选择传动件的润滑对于此二级斜齿圆柱齿轮减速器,由传动零件设计部分可知传动件的圆周速度远远小于12m/s,所以采用浸油润滑,为此箱体内需有足够的润滑油,用以润滑和散热同时为了避免油搅动时沉渣泛起,齿顶到油池底面的距离不小于30~50mm此减速器为40mm选用标准号为SH0357-92的普通工业齿轮油润滑,装至高速级大齿轮齿根圆以上、低速级大齿轮三分之一半径R以下轴承的润滑由前面传动件设计部分知道齿轮圆周速度小于2m/s故对轴承采用润滑脂润滑,为此在轴承旁装有挡油环以防止润滑脂流失采用牌号为2的钙基润滑脂(GB491-87)第五部分密封及密封的选择轴承端盖于轴间的密封由于传动件的圆周速度小于3m/s故可由指导书P58选择密封形式为粗羊毛毡封油圈密封机盖与机座联接处的密封为了保证机盖与机座联接处密封的可靠性,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精刨,其表面粗糙度应不大于
6.3第六部分主要尺寸及数据箱体尺寸:机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径机盖与机座连接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径大齿轮顶园与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离齿轮2端面和齿轮3端面的距离所有轴承都用油脂润滑轴承端盖和齿轮3端面的距离轴承端盖凸缘厚度。