带式运输机传动装置机械设计说明书模板.doc

带式运输机传动装置机械设计说明书42资料内容仅供参考，如有不当或者侵权，请联系本人改正或者删除。目 录一、 设计任务31.1带式运输机传动装置设计的布置:31.2设计的技术数据: 31.3工作情况及要求: 3二、 电动机的选择计算32.1.选择电动机功率42.2.选取电动机的转速4三、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算53.1、 分配传动比53.2、 各轴功率、 转速和转矩的计算5四、 传动零件的设计计算74.1、 确定设计功率PC74.2、 选取V带的型号74.3、 确定带轮基准直径、 74.4、 确定中心距a和带的基准长度Ld74.5、 验算包角84.6、 确定带根数z按教材式4-2984.7、 确定初拉力F0按教材式4-3094.8、 计算轴压力Q94.9、 确定带轮结构和尺寸绘制工作图9五、 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算105.1.选择齿轮材料精度等级105.2. 按接触疲劳强度计算中心距115.3.验证圆周速度125.4.计算齿轮的几何参数125.5.验算齿根弯曲强度145.6齿轮主要几何参数15六、 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算156.1.选择齿轮材料, 确定精度及许用应力156.2.按接触疲劳强度确定中心距166.3验算齿面接触疲劳强度186.4校核齿根弯曲疲劳强度196.5齿轮主要几何参数20七、 轴的设计计算217.1减速器高速轴的设计计算217.1.1选择轴的材料217.1.2 按扭矩初步估算轴端直径217.1.3 初选滚动轴承227.1.4 设计轴的结构227.1.5 对轴进行分析, 作当量弯矩图。237.1.6 校核轴的静强度257.1.7 校核轴的疲劳强度25八、 滚动轴承的选择和寿命验算27九、 键联接的选择和验算289.1.选择键联接的类型和尺寸299.2.键联接的强度计算29十、 联轴器的选择计算29十一、 减速器的润滑方式及密封方式的选择3011.1.齿轮润滑油的选择3011.2. 齿轮箱的油量计算3011.3. 滚动轴承的润滑3111.4. 滚动轴承的密封3111.5. 验算齿轮是否与轴发生干涉现象31十二、 设计体会32十三、 附表33十四、 参考文献34一、 设计任务1.1带式运输机传动装置设计的布置:1.2设计的技术数据: 运输带的工作拉力: F=2650N运输带的工作速度: V=0.80m/s运输带的滚筒直径: D=280mm运输带的宽度 : B=300mm1.3工作情况及要求: 用于机械加工车间运输工作, 2班制连续工作,载荷有轻度冲击, 使用4.5年,小批量生产。在中等规模制造厂制造。动力来源: 电力三相交流380/220V。速度允差5%。 二、 电动机的选择计算根据工作要求及条件, 选择三相异步电动机 , 封闭式结构, 电压380V, Y系列。2.1.选择电动机功率滚筒所需的有效功率: =FV=26500.8=2.12KW 传动装置的总效率: 式中: 滚筒效率: = 0.96联轴器效率: = 0.99V带传动效率: = 0.95深沟球轴承: =0.99斜齿轮啮合效率: = 0.97传动总效率:= 0.95 *0.972* 0.994*0.99 *0.96=0.825 所需电动机功率 : =2.12/0.816=2.570 kw 2.2.选取电动机的转速滚筒转速 =54.6r/min 查表4.12-1,可选Y系列三相异步电动机Y132S-6,额定功率P0=3 KW, 同步转速1000 r/min;或选Y系列三相异步电动机Y100L2-4,额定功率额定功率P0=3 KW,同步转速1000 r/min.均满足P0 Pr 。 电动机数据及传动比方案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L243.010001420262Y132S63.O100096017.58比较两种方案可见, 方案1选用的电动机虽然质量和价格较低, 但传动比过大。为使传动装置紧凑, 决定选用方案2。电动机型号为Y132S-6.查表得其主要性能如下电动机额定功率 P0/ kw 3.0电动机轴伸长度E/mm 80电动机满载转速 n0/(r/min) 960电动机中心高H/mm 132电动机轴伸直径 D/mm 28堵转转矩/额定转矩T/N.m 20三、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算3.1、 分配传动比总传动比: I总=no/nw =960/54.6=17.58 V带传动比为24, 取 则减速的传动比: =17.58/2.5=7.032 对减速器传动比进行分配时, 即要照顾两级传动浸油深度相近, 又要注意大锥齿轮不能碰着低速轴, 试取: = 3.081 低速轴的传动比: = 7.032/3.081=2.282 3.2、 各轴功率、 转速和转矩的计算0轴: 即电机轴P0=2.57kw n0=960r/min T0=9550P0/n0=95502.57/960=25.57 轴: 即减速器高速轴P1= 2.570.96=2.47kw n1= n0/ =960/2.5=384r/min T1=9550P1/n1=95502.47/384= 61.43 轴: 即减速器中间轴P2= P1=2.470.970.99=2.37kw n2=n1/= n1/=384/3.081=124.6r/min T2=9550P2/n2=95502.37/124.6=181.65 轴: 即减速器的低速轴P3= P2=2.370.970.99=2.276kw n3= n2/i23=124.6/2.282=54.6r/min T3=9550P3/n3=95502.276/54.6=398.1Nm 轴: 即传动滚筒轴P4= P3=2.2760.990.99=2.23 kw n4= n3=54.6r/min T4=9550P4/n4=95502.23/54.6=390.04 Nm 将上述计算结果汇于下表: 表1: 各 轴 运 动 及 动 力 参 数轴序号功 率P/ kw转 速n/(r/min)转 矩T/N.m传动形式传动比i效率0轴2.5796025.57带传动25096轴2. 4738461.43齿轮传动3.081096轴2. 37124.6181.65齿轮传动2.282096轴2. 27654.6398.1联轴器10098轴2. 2354.6390.04四、 传动零件的设计计算4.1、 确定设计功率PC原始数据: 电动机的输出功率 : 2.57kW满 载 转 速 : 960r/min从动轴转速 : 384 r/min 传动比 : 2.5由教材表44, 查得: =1.3PC=P=1.32.57=3.34 kw 4.2、 选取V带的型号根据PC和n0由教材图4-12确定, 因工作点外于A型区, 故选A型。 4.3、 确定带轮基准直径、 选择小带轮直径由教材表4-5和教材表4-6确定=100mm 验算带速V: V=5.027m/s 在525m/s之间, 故合乎要求确定从动轮基准直径dd2=2.5100=250mm 查教材表4-6取=250mm 实际从动轮转速和实际传动比i不计影响, 若算得与预定转速相差5为允许。=2.5 4.4、 确定中心距a和带的基准长度Ld初定中心a0本题目没有给定中心距, 故按教材式425确定0.7(dd2+dd1)2(dd2+dd1)0.7( 100+250) 2(100+250) 245700取=500mm。 确定带的计算基准长度Lc按教材式4-262+(+)+=2500+( 100+250) +=1561.03 取标准Ld按教材表4-2取=1600。 确定中心距按教材式4-27=+=500+=519.35 调整范围=+0.03=519.35+0.031600=567.35 =-0.015=519.35-0.0151600=495.35 4.5、 验算包角180-60=180-60=162.671200 符合要求 4.6、 确定带根数z按教材式4-29Z Zmax 由教材式4-19单根V带所能传递的功率=(+ ) 查附图得, 由教材式4-20包角系数=1.25()=1.25()=0.962 =(+ ) =0.962(0.9+0.25)=1.095 V带的根数Z=3.05 取Z=4根 4.7、 确定初拉力F0按教材式4-30F0=500(-1)+q=500=135.31N 式中q由教材表4-1查得q=0.1Kg/m。4.8、 计算轴压力Q按教材式4-31Q=2F0zsin=2135.314sin=1070.12N 4.9、 确定带轮结构和尺寸绘制工作图小带轮dd(2.5-3)d, 采用实心式结构大带轮采用腹板式结构d1=1.8d=1.826=46.8mm 查指导书表25-5得 e=15, f=10, he =12, =6, =340, ba=11mm, hamin=2.75带轮的宽度: B=( z-1) e+2f=( 4-1) 15+210=65mm 带轮的具体结构略。 五、 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算: 原始数据: 电动机的输出功率 : 2.47kW小齿轮转速 : 384 r/min 传动比 : 3.081 单向传动, 工作载荷有轻微冲击, 每天工作16小时, 每年工作300天, 预期工作4.5年。5.1.选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械, 小齿轮材料选用45钢, 调质处理, 由教材表51查得 小齿轮45调质, 硬度217255HB, 取硬度为235255HB; 大齿轮材料选用45钢, 正火处理, 硬度162217HB, 取190217HB。 齿轮精度等级为8级计算应力循环次数N (由教材式533)=60j=603841(4.530016)=4.976108=/=4.976108/3.081=1.615108查教材图5-17得齿面接触疲劳极限=1.09, =1.13取Zw=1.0, =1.0, =0.92, =1.0由教材图5-16(b)得:=580Mpa, =550MPa由教材式(5-28)计算许用接触应力=ZN1ZXZWZLVR=576.288Mpa =ZN2ZXZWZLVR=571.9Mpa 5.2. 按接触疲劳强度计算中心距取1.0, 由教材式5-39 由教材表55查得: =189.8 取=0.4 T1=61428.39m 初取: , 暂取: 估取: 由式542 计算 =2.45=108.4mm 圆整取: a=110mm 一般取: mm查教材表5-7取标准模数: 总齿数: =107.59整取 : =108小齿轮齿数 : z1=/(u+1)=26.464整取: z1 =27 大齿轮齿数: z2= - z1 =81 取: z1=27 z2=81 实际传动比: 传动比误差: 5%故在范围内。修正螺旋角 : 取=与相近, 故、 可不修正5.3.验证圆周速度 故满足要求5.4.计算齿轮的几何参数由5-3 按电动机驱动, 轻度冲击 按8级精度查取5-4(d)得: 齿宽: 取整: b2=50 b1=55按, 考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查教材图5-7a 得: 按8级精度查教材表5-4得: 齿顶圆直径: 端面压力角: 齿轮基圆直径: 齿顶圆压力角: 由教材式5-43得: 由教材式5-18得: 基圆螺旋角: ZH=5.5.验算齿根弯曲强度由式5-44= =/=27/ =28.83 =/=81/=86.49 查教材图5-14得: =2.58,=2.32查教材图5-15得: =1.62,=1.76由教材式5-47计算: =1-=1-1.676=0.833 由式5-48计算: =0.25+=0.25+=0.680 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得: 230MPa,210MPa查图5-19得: 1.0取: Yx=1.0取: =329Mpa =300Mpa = =87.51MPa=329Mpa 安全 =85.49MPa=300MPa 安全 5.6齿轮主要几何参数 Z1=27 Z2=81 =115624” mn=2mm d1=55.21mm d2=165.62mm = =55.21+212=59.21mm =165.62+212=169.62mm =-2.5=55.21-2.52=50.21mm =-2.5=165.62-2.52=160.62mm =110mm b1=55mm b2=50mm 齿轮的结构设计: 小齿轮: 由于小齿轮齿顶到键顶距离x5, 因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。对于大齿轮, da2500m 因此, 做成腹板结构。六、 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算由前面计算得知: 二轴传递的功率P2=2.37kw, 转速n1=124.6r/min, 转矩T1=181.65Nm, 齿数比u=2.282, 单向传动, 工作载荷有轻微冲击, 每天工作16小时, 每年工作300天, 预期工作4.5年。6.1.选择齿轮材料, 确定精度及许用应力 小齿轮为45钢, 调质处理, 硬度为217255HB 大齿轮为45钢, 正火处理, 硬度为190217HB 齿轮精度为8级计算应力循环次数N (由教材式533)=60=60124.61(163004.5)=1.62108 =/= 查教材图517得: 1.13, 1.2取: =1.0,=1.0,=0.92,=1.0查图516得: =590MPa, =560MPa由式528=666.7MPa =672MPa 6.2.按接触疲劳强度确定中心距(u+1)mmT2=181649.27Nmm 初选=1.1, 暂取,0.4由式542 0.989由表55 得=189.8由式541 计算估取 则=2.467(u+1)=141.3mm圆整取: =145mm 一般取: =(0.010.02)= (0.010.02)145=1.452.9取标准值: =2.5mm 两齿轮齿数和 : =113.47 取: =114 =/(u+1)= =34.735取: =35= -z1=114-35=79 实际传动比: =2.257 传动比误差: 5%故在范围内。修正螺旋角 : =arccos= arccos=11.6550 与初选 接近, , 不可修正=89.34mm =201.66mm 圆周速度: V=0.583m/s 取齿轮精度为8级 6.3验算齿面接触疲劳强度 =有表5-3查得: =1.25/100=0.58335/100=0.204按8级精度查图5-4得动载系数=1.01齿宽 b=0.4145=58mm取: mm mm =60/89.34=0.672 查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置, 两轮均为软齿面, 得: =1.04查表5-4得: =1.2载荷系数=1.251.011.041.2=1.576 由5-42 =0.989 计算重合度, 以计算: =+2m=89.34+21.02.5=94.34mm =+2m =201.66+21.02.5=206.66mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos11.650)=20.390 =cos=89.34cos20.390=83.74mm =cos=201.66cos20.390=189.02mm =arccos= arccos =27.420 =arccos= arccos =23.850 =(tan-tan)+(tan-tan) =35 +79=1.705 = =1.545 由式5-43计算 = arctan(tancos)= arctan(tan11.66cos20.390)=10.950 = =2.45 由式5-38计算齿面接触应力=2.45189.80.7660.99 =204.86MPa=666.7Mpa 6.4校核齿根弯曲疲劳强度由式5-44得: = =/=35/ =37.26 =/=79/=84.1查图5-14得: =2.47,=2.27查图5-15得: =1.65,=1.76由式5-47计算=1-=1-1.705=0.834 由式5-48计算=0.25+=0.25+=0.67 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得: 220MPa,210MPa查图5-19得: 1.0取: Yx=1.0取: =314Mpa =300Mpa = =97.31MPa=314Mpa 安全 =95.39MPa=300MPa 安全 6.5齿轮主要几何参数 Z1=35 Z2=79 =113936” mn=2.55mm d1=89.34mm d2=201.66mm = =89.34+212.5=94.34mm =201.66+212.5=206.66mm =-2.5=89.34-2.52.5=83.05mm =-2.5=201.66-2.52.5=195.41mm =145mm 取=60mm, =65mm 齿轮结构设计计算: ( 1) 小齿轮da1200mm, 制成实心结构的齿轮。 ( 2) 大齿轮, da2S, 满足要求c. 剖面校核 因轴单向转动, 弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。 根据教材附表查取应力集中系数, 绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据: 查得: 查得: , , , , , 并取: =4.83 =9.83 =4.34 取S=1.51.8 SS, 满足要求 八、 滚动轴承的选择和寿命验算由于转速高、 有较大轴向力, 故选用角接触球轴承由机械设计课程设计查得7208Ac系列轴承: =25.8KN =19.2KN由前面计算得知: 合成支反力: =2698.656N =1883.32N Fa=470.572N = Fa=470.572N, =0 /=470.572/19.2=0.0245查表得e=0.4 Y=1.4 /=470.572/2698.656=0.174计算轴承1的寿命=24330.99h =5.07年 预期寿命: 5. 4.5年 , 寿命足够在预期范围内, 不用更换轴承即可达到要求。九、 键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端, 需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知: V带带轮材料为45钢, 轴的材料为45钢, V带与轴的配合直径为28mm, 轮毂长为65mm,传递转矩T=614